KR20100134746A - Hydraulic system including fixed displacement pump for driving multiple variable loads and method of operation - Google Patents
Hydraulic system including fixed displacement pump for driving multiple variable loads and method of operation Download PDFInfo
- Publication number
- KR20100134746A KR20100134746A KR1020107025305A KR20107025305A KR20100134746A KR 20100134746 A KR20100134746 A KR 20100134746A KR 1020107025305 A KR1020107025305 A KR 1020107025305A KR 20107025305 A KR20107025305 A KR 20107025305A KR 20100134746 A KR20100134746 A KR 20100134746A
- Authority
- KR
- South Korea
- Prior art keywords
- hydraulic
- pressure
- valves
- control valve
- fluid
- Prior art date
Links
Images
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B1/00—Installations or systems with accumulators; Supply reservoir or sump assemblies
- F15B1/02—Installations or systems with accumulators
- F15B1/021—Installations or systems with accumulators used for damping
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
- F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
- F15B13/06—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with two or more servomotors
- F15B13/07—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with two or more servomotors in distinct sequence
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
- F15B11/16—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors
- F15B11/161—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors with sensing of servomotor demand or load
- F15B11/162—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors with sensing of servomotor demand or load for giving priority to particular servomotors or users
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B21/00—Common features of fluid actuator systems; Fluid-pressure actuator systems or details thereof, not covered by any other group of this subclass
- F15B21/08—Servomotor systems incorporating electrically operated control means
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
- F15B2211/205—Systems with pumps
- F15B2211/2053—Type of pump
- F15B2211/20538—Type of pump constant capacity
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/40—Flow control
- F15B2211/405—Flow control characterised by the type of flow control means or valve
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/40—Flow control
- F15B2211/41—Flow control characterised by the positions of the valve element
- F15B2211/411—Flow control characterised by the positions of the valve element the positions being discrete
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/40—Flow control
- F15B2211/42—Flow control characterised by the type of actuation
- F15B2211/426—Flow control characterised by the type of actuation electrically or electronically
- F15B2211/427—Flow control characterised by the type of actuation electrically or electronically with signal modulation, e.g. using pulse width modulation [PWM]
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/40—Flow control
- F15B2211/455—Control of flow in the feed line, i.e. meter-in control
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/625—Accumulators
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/63—Electronic controllers
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/60—Circuit components or control therefor
- F15B2211/665—Methods of control using electronic components
- F15B2211/6654—Flow rate control
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
- F15B2211/71—Multiple output members, e.g. multiple hydraulic motors or cylinders
- F15B2211/7135—Combinations of output members of different types, e.g. single-acting cylinders with rotary motors
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
- F15B2211/70—Output members, e.g. hydraulic motors or cylinders or control therefor
- F15B2211/78—Control of multiple output members
- F15B2211/781—Control of multiple output members one or more output members having priority
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Physics & Mathematics (AREA)
- Fluid Mechanics (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Analytical Chemistry (AREA)
- Fluid-Pressure Circuits (AREA)
Abstract
예시적인 유압 시스템(10)은 각각 대응하는 유압식 부하(26, 28, 30)에 유체가 흐르도록 연통 가능한 복수의 디지털 밸브들(40, 70, 86, 100)을 포함한다. 디지털 밸브들은 대응하는 유압식 부하를 압력원(12)에 유체가 흐르게 연통하도록 동작 가능하다. 유압 시스템은 복수의 디지털 밸브들로 동작 가능하게 연통하는 디지털 제어기(114)를 더 포함한다. 디지털 제어기는 우선순위 레벨을 할당하여 우선순위 레벨이 복수의 유압식 부하들 각각에 연관되도록 하고, 할당된 우선순위들에 기초하여 펄스폭 변조 제어 신호를 포뮬레이팅하도록 구성된다. 디지털 제어기는 밸브들의 동작을 제어하기 위해 복수의 디지털 밸브들에 제어 신호를 송신한다.Exemplary hydraulic system 10 includes a plurality of digital valves 40, 70, 86, 100 that are in communication with each other so that fluid flows through corresponding hydraulic loads 26, 28, 30, respectively. The digital valves are operable to communicate fluid with the corresponding hydraulic load to the pressure source 12. The hydraulic system further includes a digital controller 114 in operative communication with the plurality of digital valves. The digital controller is configured to assign a priority level so that the priority level is associated with each of the plurality of hydraulic loads, and to formulate a pulse width modulation control signal based on the assigned priorities. The digital controller transmits a control signal to the plurality of digital valves to control the operation of the valves.
Description
본 발명은 유압 시스템 및 유압 시스템의 동작의 방법에 관한 것이다.The present invention relates to a hydraulic system and a method of operation of the hydraulic system.
유압 시스템은 다수의 유압 부하들을 포함할 수 있고, 이 유압 부하들의 각각은 시간에 따라 변할 수 있는 상이한 플로우(flow) 및 압력 요건들을 가질 수 있다. 유압 시스템은 압력을 받는 유체의 플로우를 유압 부하들로 공급하기 위한 펌프를 포함할 수 있다. 펌프는 가변식 또는 고정식 용적 구성을 가질 수 있다. 고정식 용적 펌프들은 일반적으로 가변식 용적 펌프들보다 더 작고, 더 가볍고, 비용이 비싸지 않다. 일반적으로 말해서, 고정식 용적 펌프들은 펌프 동작의 각각의 사이클 동안 유체의 한정된 체적량을 전달한다. 그러나, 펌프의 구성 및 펌프가 제공되는 정확성에 따라, 펌프의 토출구 측에서 유입구 측으로의 내부 유출로 인해 시스템 압력 레벨이 증가함에 따라 펌프의 플로우 출력이 실제로 증가한다. 고정식 용적 펌프의 추정되는 체적은 펌프의 속도를 조정함으로써 제어될 수 있다. 고정식 용적 펌프의 토출구를 폐쇄하거나 그렇지 않고 제한함으로써 대응하는 시스템 압력이 증가하게 될 것이다.The hydraulic system can include a number of hydraulic loads, each of which can have different flow and pressure requirements that can change over time. The hydraulic system can include a pump for supplying a flow of fluid under pressure to hydraulic loads. The pump may have a variable or fixed volume configuration. Fixed volume pumps are generally smaller, lighter and less expensive than variable volume pumps. Generally speaking, fixed volume pumps deliver a finite volume of fluid during each cycle of pump operation. However, depending on the configuration of the pump and the accuracy with which the pump is provided, the flow output of the pump actually increases as the system pressure level increases due to internal outflow from the outlet side of the pump to the inlet side. The estimated volume of the fixed volume pump can be controlled by adjusting the speed of the pump. By closing or otherwise limiting the outlet of the fixed volume pump, the corresponding system pressure will be increased.
유압 시스템의 압력이 과도해지는 것을 방지하기 위해 고정식 용적 펌프는 전형적으로 압력 조정기 또는 언로딩(unloading) 밸브를 사용하여 펌프 출력이 다수의 유압 부하들의 플로우 요건들을 초과하는 기간 동안 시스템 내의 압력 레벨을 제어한다. 유압식 시스템은 가압된 유체를 다수의 부하들로 분배하는 것을 제어하기 위하여 다양한 밸브들을 더 포함할 수 있다.To prevent excessive pressure in the hydraulic system, fixed volume pumps typically use pressure regulators or unloading valves to control the pressure level in the system during periods where the pump output exceeds the flow requirements of multiple hydraulic loads. do. The hydraulic system may further include various valves for controlling the distribution of pressurized fluid to multiple loads.
제 1 양상에 따르면, 본 발명은 우선순위 레벨을 할당하여 상기 우선순위 레벨이 복수의 유압식 부하들의 각각과 연관되도록 하는 단계; 상기 할당된 우선순위 레벨에 기초하여 펄스폭 변조 제어 신호를 포뮬레이팅하는 단계; 복수의 디지털 밸브들에 제어 신호를 송신하는 단계로서, 각각의 밸브는 상기 유압식 부하들 중 적어도 하나를 압력원에 유체가 흐르도록 선택적으로 접속하도록 동작하는, 제어 신호 송신 단계; 및 상기 제어 신호에 응답하여 상기 디지털 밸브들의 적어도 하나의 서브세트를 순차적으로 액추에이팅하는 단계를 포함하는 방법을 제공한다.According to a first aspect, the present invention provides a method comprising the steps of: assigning a priority level such that the priority level is associated with each of a plurality of hydraulic loads; Formulating a pulse width modulation control signal based on the assigned priority level; Transmitting a control signal to a plurality of digital valves, each valve operative to selectively connect at least one of the hydraulic loads to flow a fluid to a pressure source; And sequentially actuating at least one subset of the digital valves in response to the control signal.
제 2 양상에 따르면, 유압 시스템이 제공되고, 상기 유압 시스템은: 각각 대응하는 유압식 부하에 유체가 흐르도록 연통되고, 상기 대응하는 유압식 부하를 압력원으로 유체가 흐르도록 연통하도록 동작하는, 복수의 디지털 밸브들; 및 상기 복수의 디지털 밸브들에 동작 가능하게 연통되는 디지털 제어기를 포함하고, 상기 디지털 제어기는 우선순위 레벨을 할당하여 상기 우선순위 레벨이 복수의 유압식 부하들의 각각과 연관되도록 하고, 상기 할당된 우선순위 레벨들에 기초하여 펄스폭 변조 제어 신호를 포뮬레이팅하도록 구성되고, 상기 디지털 제어기는 상기 디지털 밸브들의 동작을 제어하기 위해 상기 복수의 디지털 밸브들로 상기 제어 신호를 송신하도록 동작한다.According to a second aspect, a hydraulic system is provided, wherein the hydraulic system is each configured to: communicate with fluid for flow to a corresponding hydraulic load and operate for fluid to flow to a pressure source, respectively; Digital valves; And a digital controller operatively in communication with the plurality of digital valves, the digital controller assigning a priority level such that the priority level is associated with each of the plurality of hydraulic loads and the assigned priority. And to configure a pulse width modulation control signal based on the levels, the digital controller operative to transmit the control signal to the plurality of digital valves to control the operation of the digital valves.
상술한 바와 같이, 본 발명에 의해 더욱 양호한 유압 시스템 및 유압 시스템의 동작의 방법이 제공된다.As mentioned above, the present invention provides a better hydraulic system and a method of operation of the hydraulic system.
도 1은 다수의 유압식 부하들을 구동하기 위하여 고정식 용적 펌프를 포함하는 예시적인 유합 시스템의 개략적인 도면.
도 2는 가압된 유체를 다수의 유압식 부하들로 분배하는 것을 제어하기 위하여 다수의 제어 밸브들에 의해서 사용되는 예시적인 듀티 사이클(duty cycle)들의 그래픽도.
도 3은 도 2에 도시된 예시적인 밸브 듀티 사이클들을 이용할 때 발생할 수 있는 예시적인 상대 유체 유량들 및 압력 레벨들의 그래픽도.
도 4는 도 2에 도시된 예시적인 밸브 듀티 사이클들을 이용할 때 발생할 수 있는 상대 펌프 출력 압력 레벨들의 그래픽도.
도 5는 유압 시스템과 함께 사용되는 제어 밸브들의 예시적인 시퀀스의 그래픽도.
도 6a 및 6b는 유압식 부하들의 압력 요건들의 변화들을 수용하기 위해 도 5에 도시된 밸브 시퀀스하는 순서로 변경한 그래픽도.
도 7a 및 7b는 시스템 압력에 대한 시간 지연의 효과의 그래픽 도.
도 8a 및 8b는 진행하는 펄스폭 제어의 예시적인 구현예의 그래픽 도.
도 9는 연속으로 동작하는 세 제어 밸브들에 걸쳐서 발생하는 예시적인 압력 강하의 그래픽도.
도 10은 도 9에서 표시된 대응하는 압력 강하들에 기초하여 계산되는 시간 지연 압력 에러를 그래픽으로 도시한 도.
도 11은 하나의 제어 밸브의 폐쇄 및 다음의 후속 제어 밸브의 개방 사이의 전이 기간을 도시한 도 9의 부분의 확대도.1 is a schematic illustration of an exemplary coalescence system including a fixed volume pump to drive a plurality of hydraulic loads.
2 is a graphical representation of exemplary duty cycles used by multiple control valves to control the distribution of pressurized fluid to multiple hydraulic loads.
3 is a graphical representation of exemplary relative fluid flow rates and pressure levels that may occur when using the exemplary valve duty cycles shown in FIG. 2.
4 is a graphical representation of relative pump output pressure levels that may occur when using the exemplary valve duty cycles shown in FIG. 2.
5 is a graphical representation of an exemplary sequence of control valves used with a hydraulic system.
6A and 6B are graphic views modified in the order of valve sequence shown in FIG. 5 to accommodate changes in pressure requirements of hydraulic loads.
7A and 7B are graphic representations of the effect of time delay on system pressure.
8A and 8B are graphical diagrams of example implementations of ongoing pulse width control.
9 is a graphical representation of an exemplary pressure drop occurring across three control valves operating in series.
10 graphically illustrates a time delay pressure error calculated based on the corresponding pressure drops indicated in FIG. 9.
11 is an enlarged view of the portion of FIG. 9 showing the transition period between the closing of one control valve and the opening of the next subsequent control valve.
이제 다음의 논의 및 또한 도면들을 참조하여, 개시된 시스템들 및 방법들에 대한 예시적인 방법들이 상세하게 도시된다. 도면들이 일부 가능한 방법들을 나타낼지라도, 도면들은 반드시 비율에 따른 것이 아니고 어떤 특징 부분들은 본 발명을 더 양호하게 도시하고 설명하기 위해 확대되고, 제거되고, 부분적으로 절단될 수 있다. 더욱이, 본원에서 진술되는 서술들은 철저하다거나 아니면 도면에 도시되고 다음 상세한 설명에 개시된 정확한 형태들 및 구성들로 본 청구항들을 제한하도록 의도되지 않는다.Referring now to the following discussion and also to the drawings, exemplary methods for the disclosed systems and methods are shown in detail. Although the drawings represent some possible methods, the drawings are not necessarily to scale and certain feature parts may be enlarged, removed, and partially cut out to better illustrate and explain the present invention. Moreover, the statements set forth herein are not intended to be exhaustive or to limit the claims to the precise forms and configurations shown in the drawings and disclosed in the following detailed description.
도 1은 가변 플로우 및 압력 요건들을 갖는 다수의 유압식 부하들을 통합한 다중 유체 회로들을 제어하기 위한 예시적인 유압식 시스템(10)을 개략적으로 도시한다. 유압식 부하들을 구동하기 위하여 가압되는 유체는 유압 고정식 용적 펌프들에 의해서 제공된다. 펌프(12)는 기어 펌프들, 베인(vane) 펌프들, 축 피스톤 펌프들, 및 방사식 피스톤 펌프들(이에 제한되지 않는다)을 포함하는 다양한 공지된 고정식 용적 펌프들 중 임의의 펌프를 포함할 수 있다. 펌프(12)는 펌프를 구동하기 위한 구동 샤프트(14)를 포함한다. 구동 샤프트(14)는 외부 전력원, 예를 들어 엔진, 전기 모터, 또는 회전 토크를 출력할 수 있는 다른 전력원에 연결될 수 있다. 펌프(12)의 유입구 부분(16)은 펌프 유입구 통로(20)를 통해 유체 저장소(18)에 연결되어 유체가 흐른다. 펌프 토출 통로(22)는 펌프 토출 포트(24)에 연결되어 유체가 흐른다. 예시의 목적을 위해 단일 펌프(12)가 도시될지라도, 유체 시스템(10)은 다수의 펌프들을 가질 수 있고, 펌프 각각은 개별 유체 회로들에 가압된 유체가 공급될 수 있는 공통 유체 노드(node)에 유체가 흐르도록 연결되는 각각의 토출 포트들을 갖는다. 다수의 펌프들은 예를 들어 보다 높은 유량들을 달성하게 위해 병렬로, 또는 제공된 유량에 대하여 더욱 높은 압력이 바람직한 때와 같이 직렬로 유체가 흐르게 접속될 수 있다.1 schematically illustrates an exemplary
펌프(12)는 다수의 유압식 부하들을 선택적으로 구동하는데 사용될 수 있는 가압된 유체의 플로우를 발생시킬 수 있다. 설명을 위해, 유압식 시스템(10)은 세 개별 유압 부하들을 포함하는 것으로 도시되지만, 이는 특정 애플리케이션의 요건들에 따라 더 적은 또는 더 많은 부하들이 또한 제공될 수 있음이 인식될 것이다. 예에 의하면, 세 유압 부하들은 유압 실린더(26), 유압 모터(28), 및 다방면 유압식 부하(30)를 포함할 수 있고, 이들은 유압으로 구동되는 다양한 디바이스들 중 임의의 디바이스를 포함할 수 있다. 물론, 특정 애플리케이션의 요건들에 따라 또한 다른 유형들의 유압식 부하들이 도시된 하나 이상의 유압식 부하들(26, 28 및 30) 대신, 또는 결합하여 사용될 수 있음이 이해될 것이다.The
각각의 유압식 부하(26, 28, 및 30)는 개별 유체 회로와 연관될 수 있다. 제 1 유체 회로(32)는 유압 실린더(26)를 포함하고; 제 2 유체 회로(34)는 유압 모터(28)를 포함하고; 제 3 유체 회로(36)는 다방면 유압식 부하(30)를 포함한다. 예시적인 도면에서 세 유체 회로들은 유체 합류점에서 펌프 토출 통로(22)에 유체가 흐르도록 병렬로 접속된다.Each
각각의 유체 회로는 각각의 유체 회로와 연관되는 유압식 부하의 동작을 개별로 제어하기 위해서 디지털 제어 밸브로 도시되는 제어 밸브를 포함한다. 제어 밸브는 각 유체 회로들 각각을 통과하는 시간 평균 유량 및 압력 레벨들을 제어할 수 있다. 각각의 제어 밸브는 액추에이터를 포함할 수 있는데, 액추에이터는 활성될 때 각각의 제어 밸브를 개방하여 가압된 유체가 제어 밸브를 통해 연관된 유압식 부하로 지나가도록 할 수 있다. 시간 평균 유량 방법을 이용할 때, 유체가 제어 밸브를 통과하는 레이트는 펄스폭 변조(pulse width modulation: "PWM")로서 일반적으로 공지되어 있는 방법을 사용하여 제어 밸브를 각각 순환(cycling)함으로써(즉, 밸브를 열고 닫음으로써) 제어된다. 제어 밸브는 펄스폭 변조를 이용할 때 임의의 제공된 시간에 완전히 개방되거나 또는 완전히 폐쇄된다. 제어 밸브를 통과하는 시간 평균 유량 및 대응하는 압력 레벨들은 제어 밸브가 열리고 닫히는 시간 기간(또한 밸브 듀티 사이클로 공지되어 있다)을 조정함으로써 제어될 수 있다. 예를 들어, 밸브가 일반적으로 그 시간의 오십(50) 퍼센트 개방되어 있는 듀티 사이클은 일반적으로 제어 펌프의 순간 플로우 출력의 약 오십(50) 퍼센트의 시간 평균 유량을 발생시킬 것이다. 제어 밸브의 플로우 출력에서의 고유의 섭동(inherent fluctuation)들은 제어 밸브의 동작 주파수가 증가할 때 감소하는 경향이 있다. 제어 밸브의 플로우에서의 고유 섭동들은 부하에 분배될 수 있는 압력 리플을 발생시킬 수 있다. 어큐물레이터(accumulator)는 일반적으로 제공된 애플리케이션에 대해 압력 리플들이 허용 가능하게 작아지도록 크기가 정해진다. 어큐물레이터 크기를 증가시키는 것은 역으로 부하 압력의 변화에 응답하는데 필요한 시간에 영향을 미칠 수 있다. 듀티 사이클의 동작 주파수는 증가할 수 있는데, 이는 요구되는 어큐물레이터 크기를 감소시키지만 동시에 응답 시간 및 압력 리플의 진폭을 감소시킬 수 있다. 주파수가 충분히 높게 증가하는 경우, 부하에 대한 압력 리플 요건을 만족시키기 위해 오일의 자연적인 컴플라이언스(complinace) 및 운송을 이용함으로써 어큐물레이터를 제거하는 것이 가능할 수 있다. 효율성을 감소시키는 밸브 동작 속도 제한들 및 증가된 밸브 동력 손실들은 듀티 사이클의 동작 주파수를 제한할 수 있다.Each fluid circuit includes a control valve, shown as a digital control valve, for individually controlling the operation of a hydraulic load associated with each fluid circuit. The control valve can control the time average flow rate and pressure levels passing through each of the fluid circuits. Each control valve may include an actuator that, when activated, may open each control valve to allow pressurized fluid to pass through the control valve to an associated hydraulic load. When using the time averaged flow rate method, the rate at which the fluid passes through the control valve is determined by cycling each control valve (ie, using a method commonly known as pulse width modulation ("PWM")). , By opening and closing the valve). The control valve is fully open or fully closed at any given time when using pulse width modulation. The time average flow rate and corresponding pressure levels through the control valve can be controlled by adjusting the time period (also known as the valve duty cycle) during which the control valve opens and closes. For example, a duty cycle in which the valve is generally fifty (50) percent open at that time will generally produce a time average flow rate of about fifty (50) percent of the instantaneous flow output of the control pump. Inherent fluctuations in the flow output of the control valve tend to decrease as the operating frequency of the control valve increases. Inherent perturbations in the flow of the control valve can cause pressure ripple that can be distributed to the load. Accumulators are generally sized such that the pressure ripples are unacceptably small for a given application. Increasing the accumulator size can adversely affect the time required to respond to changes in load pressure. The operating frequency of the duty cycle can be increased, which reduces the required accumulator size but at the same time can reduce the response time and amplitude of the pressure ripple. If the frequency increases sufficiently high, it may be possible to eliminate the accumulator by using the natural compliance and transport of the oil to meet the pressure ripple requirement for the load. Valve operating speed limits and increased valve power losses that reduce efficiency can limit the operating frequency of the duty cycle.
계속해서 도 1을 참조하면, 유압 시스템(10)은 가압된 유체를 펌프(12)로부터 제 1 유체 회로(32)로, 그리고 특히 유압 실린더(26)로 분배하는 것을 제어하기 위한 제 1 제어 밸브를 포함한다. 제어 밸브(40)는 펄스폭 변조를 사용하는 이전에 기술된 방식으로 동작할 수 있는 디지털 밸브일 수 있다. 도 1에 양방향 양지점 밸브(two-way, two-position valve)로 개략적으로 도시될지라도, 특정 애플리케이션에 따라 다른 밸브 구성이 또한 사용될 수 있음이 이해될 것이다. 제어 밸브(40)는 유체 합류점(38)에서 유입구 통로(48)를 통하는 펌프 토출 통로(22)에 유체가 흐르도록 연결되는 유입구 포트(46)를 포함한다. 토출 통로(52)는 제어 밸브(40)의 토출부(50)와 유체가 흐르도록 접속된다. 제 1 제어 밸브(40)는 제어 신호에 응답하여 유입구 포트(46) 및 토출 포트(50) 사이의 유체 통로를 선택적으로 개방하고 폐쇄하기 위해 동작하는 액추에이터(42)를 포함할 수 있다. 액추에이터(42)는 제어 밸브(40)를 개방하지만 이를 폐쇄하지 않도록 구성될 수 있고, 이 경우, 제 2 액추에이터(43)가 이용되어 선택적으로 밸브를 폐쇄할 수 있다. 액추에이터(42 및 43)는 다양한 구성들 중 임의의 구성을 가질 수 있고, 이는 파일럿 밸브, 솔레노이드 및 용수철과 같은 바이어싱 부재(biasing member)를 포함할 수 있으나 이에 제한되지 않는다.With continued reference to FIG. 1, the
제어 밸브(40)로부터 유압 실린더(26)로 가압된 유체를 분배하는 것은 토출 통로(52)를 통해 제어 밸브(40)로 유체가 흐르도록 연결되는 유압 실린더 제어 밸브(54)에 의해 더 제어될 수 있다. 유압 실린더 제어 밸브(54)는 유압 실린더(26)의 제 1 챔버(chamber)(58) 및 제 2 챔버(60) 사이의 제어 밸브(40)로부터 수용되는 가압된 유체를 선택적으로 분배하도록 동작한다. 제 1 공급 통로(62)는 제 1 챔버(60)를 유압 실린더 제어 밸브(54)로 유체가 흐르도록 연결하고, 제 2 공급 통로(64)는 제 2 챔버(60)를 유압 실린더 제어 밸브(54)로 유체가 흐르도록 연결한다. 유체 저장소는 통로(66)를 복귀시켜서, 통로(66)는 유체 실린더 제어 밸브(54)에 유체가 흐르도록 연결됨으로써 유체 실린더(26)로부터 유체 저장소(18)로 토출되는 유체를 복귀하도록 제공된다.Distributing the pressurized fluid from the
펄스폭 변조를 사용하여 제어되는 디지털 밸브는 일반적으로 연속 플로우 출력을 발생시키지 않고, 오히려 유체의 체적이 유체 토출이 발생되지 않는 기간 이전의 밸브로부터 토출되는 순환 출력을 발생시킨다. 제어 밸브의 순환 출력을 보상하고 가압된 유체의 유압식 부하로의 더욱 일정한 플로우를 전달하는 것을 원조하기 위해, 어큐물레이터(68)가 제공될 수 있다. 어큐물레이터(68)는 밸브 듀티 사이클의 토출 단계 동안 제어 밸브(40)로부터 토출되는 가압된 유체를 저장한다. 저장된 가압 유체는 제어 밸브(40)가 폐쇄되어 있는 기간 동안 방출되어 제어 밸브(40)의 순환 토출을 보상하고 가압 유체의 유압식 부하(26)로의 더욱 일정한 플로우를 전달하는 것이 가능하다.Digital valves controlled using pulse width modulation generally do not generate a continuous flow output, but rather generate a circulating output that is discharged from the valve prior to a period in which the volume of fluid does not occur.
어큘물레이터(68)는 다양한 구성들 중 임의의 구성을 가질 수 있다. 예를 들어, 어큐물레이터(68)의 하나의 버전은 가압된 유체를 수용하고 저장하기 위한 유체 저장소(69)를 포함할 수 있다. 저장소(69)는 유체 합류점(71)에서 공급/토출 통로(73)를 통해 토출 통로(52) 유체가 흐르도록 연결될 수 있다. 어큐물레이터(68)는 이동 가능한 다이어프램(diaphragm)(75)을 포함할 수 있다. 어큐물레이터(68) 내의 다이어프램(75)의 위치는 저장소(69)의 체적을 선택적으로 변화시키도록 조정 가능하다. 바이어싱 메커니즘(79)은 저장소(69)의 체적을 최소화하도록 하는 방향(즉 바이어싱 메커니즘(79)으로부터 멀어지도록)으로 다이어프램(75)을 가압한다. 바이어싱 메커니즘(79)은 저장소(69) 내에 존재하는 가압된 유체에 의해 가해지는 압력에 대항하는 바이어싱 힘을 가한다. 두 반대의 힘들이 균형이 맞지 않는 경우, 다이어프램(75)은 저장소(69)의 체적을 증가시키거나 감소시키기 위해 변위이동될 것이므로, 두 반대되는 힘들 사이의 균형을 회복한다. 예를 들어, 제어 밸브(40)가 개방되면, 유체 합류점(71)에서의 가압 레벨은 증가하는 경향이 있다. 일반적으로 말해서, 저장소(69) 내의 가압 레벨은 유체 합류점(71)에서의 압력에 대응한다. 저장소(69) 내의 압력이 바이어싱 메커니즘(79)에 의해 발생되는 반대되는 힘을 초과하는 경우, 다이어프램(75)은 바이어싱 메커니즘(79) 쪽으로 변위이동됨으로써, 저장소의 체적 및 저장소(69) 내에 저장될 수 있는 유체의 양을 증가시킨다. 저장소(69)가 유체로 계속해서 채워질 때, 바이어싱 메커니즘(79)에 의해 발생되는 반대의 힘은 또한 바이어싱 힘 및 저장소(69) 내에서부터 가해지는 방대 압력이 실질적으로 동일한 지점까지 증가할 것이다. 저장소(69)의 체적 용량은 두 반대의 힘이 평형 상태에 있을 때 실질적으로 일정하게 유지된다. 한편, 제어 밸브(40)를 폐쇄하면 일반적으로 유체 합류점(71)에서의 압력 레벨이 저장소(69) 내의 압력 레벨 아래로 강하하게 될 것이다. 이는 다이어프램(75)에 걸친 압력 힘들이 현재 불균형하다는 사실과 결부되어 저장소(69) 내에 저장되는 유체가 공급/토출 통로(73)를 통해 토출 통로(52)로 토출되어 유압식 부하(26)로 전달되도록 할 것이다.The
유압 시스템(10)은 또한 가압된 유체를 펌프(12)로부터 제 2 유체 회로(34)로, 특히 유압 모터(28)로 분배하는 것을 제어하기 위한 제 2 제어 밸브(70)를 포함할 수 있다. 제어 밸브(70)는 또한 펄스폭 변조를 사용하는 이전에 기술된 방식으로 동작할 수 있는 고주파수 디지털 밸브일 수 있다. 도 1에 양방향 양지점 밸브로 개략적으로 도시될지라도, 특정 애플리케이션의 요건에 따라 다른 밸브 구성이 또한 사용될 수 있음이 이해될 것이다. 제어 밸브(70)는 유체 합류점(74)에서 제어 밸브 유입구 통로(76)를 통하는 펌프 토출 통로(22)에 유체가 흐르도록 연결되는 유입구 포트(72)를 포함한다. 제어 밸브(70)는 또한 제어 신호에 응답하여 유입구 포트(72) 및 토출 포트(78) 사이의 유체 통로를 선택적으로 개방하고 폐쇄하기 위해 동작하는 액추에이터(77)를 포함할 수 있다. 액추에이터(77)는 제어 밸브(40)를 개방하지만 이를 폐쇄하지 않도록 구성될 수 있고, 이 경우, 제 2 액추에이터(81)가 이용되어 선택적으로 밸브를 폐쇄할 수 있다. 액추에이터(77 및 81)는 다양한 구성들 중 임의의 구성을 가질 수 있고, 이는 파일럿 밸브, 솔레노이드 및 용수철과 같은 바이어싱 부재를 포함할 수 있으나 이에 제한되지 않는다.The
유압 모터(28)와 유체를 연통하는 유압 모터 공급 통로(80)는 제어 밸브배(70)의 토출부(79)에 유체가 흐르도록 연결된다. 차례로 유압 유체는 유압 모터(28)로부터 유체 합류점(83)에서 저장소 복귀 통로(66)로 유체가 흐르도록 연결되는 토출 통로(82)를 통해 토출될 수 있다. 제 2 어큐물레이터(84)는 공급 통로(80) 내에 제공되어 가압된 유체를 어큐물레이터(68)에 관하여 이전에 설명된 바와 대부분 유사한 방식으로 저장하도록 공급 통로(80) 내에 제공될 수 있다. 어큐물레이터(84)는 유체 합류점(85)에서 공급/토출 통로(87)를 통해 유압 모터 공급 통로(80)에 유체가 흐르도록 연결될 수 있다. 제어 밸브(70)로부터 토출되는 가압된 유체는 제어 밸브(70)의 토출 단계 동안 어큐물레이터(84)를 충전하는데 사용될 수 있다. 저장된 가압 유체는 유압식 부하(28)로 전달되고 있는 가압 유체의 플로우에서의 섭동들을 최소화하는 것에 도움이 되도록 제어 밸브(70)가 폐쇄되는 기간 동안 방출될 수 있다.The hydraulic
유압 시스템(10)은 또한 가압된 유체를 펌프(12)로부터 제 2 유압 회로(36)로 분배하는 것을 제어하기 위한 제 3 제어 밸브(86)를 포함할 수 있다. 제어 밸브들(40 및 70)과 유사하게, 제어 밸브(86)는 또한 펄스폭 변조를 사용하여 이전에 사용되는 방식으로 동작할 수 있는 고주파수 디지털 밸브일 수 있다. 도 1에 양방향 양지점 밸브로 개략적으로 도시될지라도, 특정 애플리케이션의 요건에 따라 다른 밸브 구성이 또한 사용될 수 있음이 이해될 것이다. 제어 밸브(86)의 유입구 포트(88)는 유체 합류점(90)에서 제어 밸브 유입구 통로(92)를 통하는 펌프 토출 통로(22)에 유체가 흐르도록 연결된다. 제어 밸브(70)는 또한 제어 신호에 응답하여 유입구 포트(88) 및 토출 포트(96) 사이의 유체 통로를 선택적으로 개방하고 폐쇄하기 위해 동작하는 액추에이터(93)를 포함할 수 있다. 액추에이터(93)는 제어 밸브(86)를 개방하지만 이를 폐쇄하지 않도록 구성될 수 있고, 이 경우, 제 2 액추에이터(91)가 이용되어 선택적으로 밸브를 폐쇄할 수 있다. 액추에이터(91 및 93)는 다양한 구성들 중 임의의 구성을 가질 수 있고, 이는 파일럿 밸브, 솔레노이드 및 용수철과 같은 바이어싱 부재를 포함할 수 있으나 이에 제한되지 않는다.The
유압 부하 공급 통로(94)는 제어 밸브(86)의 토출부(96)를 유압식 부하(30)에 유체가 흐르도록 연결한다. 가압된 유압 유체는 유압식 부하(30)로부터 유체 합류점(103)에서 저장소 복귀 통로(66)로 유체가 흐르도록 연결되는 토출 통로(98)를 통해 토출될 수 있다. 어큐물레이터(95)는 어큐물레이터(68)에 관하여 이전에 설명된 바와 대부분 유사한 방식으로 가압 유체를 저장하도록 제공될 수 있다. 어큐물레이터(95)는 유체 합류점(97)에서 공급/토출 통로(99)를 통해 유압식 부하 통로(99)에 유체가 흐르도록 연결될 수 있다. 제어 밸브(86)로부터 토출되는 가압된 유체는 제어 밸브(86)의 토출 단계 동안 어큐물레이터(95)를 충전하는데 사용될 수 있다. 저장된 가압 유체는 유압식 부하(30)로 전달되고 있는 가압 유체의 플로우에서의 섭동들을 상쇄하는데 도움이 되도록 제어 밸브(86)가 폐쇄되는 기간 동안 방출될 수 있다.The hydraulic
고정식 용적 펌프(12)의 배출구를 폐쇄하거나 그렇지 않으면 제한하는 것은 유압 시스템(10) 내의 압력이 원하지 않는 레벨에 도달하게 하는 원인이 될 수 있다. 펌프 출력이 유압식 부하들의 플로우 요건들을 초과하는 기간들 동안 유압 시스템을 지나치게 가압하는 것을 방지하기 위해, 바이패스(bypass) 유체 회로(101)와 연관되는 바이패스 제어 밸브(100)가 제공된다. 바이패스 제어 밸브(100)의 유입구 포트(102)는 유체 합류점(104)에서 유입구 통로(106)를 통해 펌프 토출 통로(22)에 유체가 흐르도록 연결될 수 있다. 바이패스 제어 밸브(100)는 펌프(12)에 의해 발생되는 초과 플로우가 유체 저장소(18)에 버려지는 것을 선택적으로 가능하게 하는 동작을 할 수 있다. 바이패스 토출 통로(108)는 유체 합류점(111)에서 바이패스 제어 밸브(100)의 토출 포트(110) 및 저장소 복귀 통로(66)에 유체가 흐르도록 연결된다. 바이패스 제어 밸브(100)는 또한 제어 신호에 응답하여 바이패스 밸브(100)의 유입구 포트(102) 및 토출 포트(110) 사이의 유체 통로를 선택적으로 개방하고 폐쇄하기 위해 동작하는 액추에이터(112)를 포함할 수 있다. 액추에이터(112)는 바이패스 제어 밸브(100)를 개방하지만 이를 폐쇄하지 않도록 구성될 수 있고, 이 경우, 제 2 액추에이터(113)가 이용되어 선택적으로 밸브를 폐쇄할 수 있다. 액추에이터(112 및 113)는 다양한 구성들 중 임의의 구성을 가질 수 있고, 이는 파일럿 밸브, 솔레노이드 및 용수철과 같은 바이어싱 부재를 포함할 수 있으나 이에 제한되지 않는다.Closing or otherwise limiting the outlet of the fixed
제어기(114)는 제어 밸브(40, 70, 86, 및 100)의 동작을 제어하도록 제공될 수 있다. 더욱 일반적으로, 제어기(114)는 전자 제어 유닛(Electronic Control Unit: ECU)에 기반한 더욱 일반적인 시스템의 일부를 형성할 수 있고 그와 같은 ECU와 동작적으로 연통된 상태에 있을 수 있다. 제어기(114)는 무엇보다도 예를 들어 마이크로프로세서, 중앙 처리 장치(CPU), 및 디지털 제어기를 포함할 수 있다.
보다 구체적으로 제어기(114) 및 임의의 연관된 ECU는 일반적으로 컴퓨터 판독 가능 매체에 저장되는 명령들, 예를 들어 본원에서 논의되는 프로세스들 중 하나 이상을 수행하기 위한 명령들을 수행할 수 있는 디바이스의 예이다. 컴퓨터 수행가능 명령들은 제한 없이 단독으로 또는 결합하여 자바, C, C++, 비주얼 베이직, 자바 스크립, 펄(Perl) 등을 포함하는 다양한 공지되어 있는 프로그래밍 언어들 및/또는 기술들을 사용하여 생성되는 컴퓨터 프로그램들로부터 따르게 되거나 해석될 수 있다. 일반적으로, 프로세서(예를 들어 마이크로프로세서)는 예를 들어, 메모리, 컴퓨터 판독 가능 매체 등으로부터 명령들을 수신하고 이 명령들을 수행함으로써 본원에 서술되는 프로세스들 중 하나 이상을 포함하여, 하나 이상의 프로세스들을 수행한다. 그와 같은 명령들 및 다른 데이터는 다양한 공지되어 있는 컴퓨터 판독 가능 매체를 사용하여 저장되고 전송될 수 있다.More specifically,
컴퓨터 판독 가능 매체(또한 프로세서 판독 가능 매체라 칭해진다)는 컴퓨터에 의해(예를 들어 컴퓨터, 마이크로프로세서, 등의 프로세서에 의해) 판독될 수 있는 데이터(예를 들어 명령들)를 제공하는데 참여하는 임의의 유형의 매체를 포함한다. 그와 같은 매체는 많은 형태를 취할 수 있는데, 그 형태는 비휘발성 매체 및 휘발성 매체를 포함하지만 이에 제한되지 않는다. 비휘발성 매체는 예를 들어 광 또는 자기 디스크들, 판독 전용 메모리(ROM), 및 다른 지속성 메모리(persistent memory)를 포함할 수 있다. 휘발성 메모리는 예를 들어 전형적으로 주메모리를 구성하는 동적 랜덤 액세스 메모리(dynamic random access memory: DRAM)를포함할 수 있다. 컴퓨터 판독 가능 매체의 공통 형태들은 예를 들어 CD-ROM, DVD, 임의의 다른 매체, 펀치 카드들, 종이 테이프, 홀들의 패턴들을 갖는 임의의 유형의 매체들, RAM, PROM, EPROM, FLASH-EEPROM, 임의의 메모리 칩 또는 카트리지, 또는 컴퓨터가 판독할 수 있는 임의의 다른 매체를 포함할 수 있다.Computer readable media (also referred to as processor readable media) participate in providing data (eg, instructions) that can be read by a computer (e.g., by a processor such as a computer, microprocessor, or the like). Any type of medium. Such media can take many forms, including but not limited to non-volatile media and volatile media. Non-volatile media may include, for example, optical or magnetic disks, read only memory (ROM), and other persistent memory. Volatile memory can include, for example, dynamic random access memory (DRAM), which typically comprises main memory. Common forms of computer readable media are, for example, CD-ROM, DVD, any other media, punch cards, paper tape, any type of media with patterns of holes, RAM, PROM, EPROM, FLASH-EEPROM , Any memory chip or cartridge, or any other medium readable by a computer.
전송 매체는 하나의 구성요소 또는 디바이스로부터 다른 구성요소 또는 디바이스로 명령들을 전달함으로써 명령들의 프로세싱을 용이하게 할 수 있다. 예를 들어, 전송 매체는 모바일 디바이스(110) 및 전기통신 서버(1260 사이의 전자 통신을 용이하게 할 수 있다. 전송 매체는 예를 들어, 컴퓨터의 프로세서에 결합되는 시스템 버스를 포함하는 와이어들을 포함하여, 동축 케이블들, 구리선 또는 광섬유를 포함할 수 있다. 전송 매체는 무선 주파수(radio frequency: RF) 및 적외선(IR) 데이터 통신들 동안 발생하는 것과 같은, 표면 탄성파, 광파, 전자기 방출들을 포함하거나 전달할 수 있다.The transmission medium may facilitate processing of the instructions by transferring the instructions from one component or device to another component or device. For example, the transmission medium may facilitate electronic communication between the
디지털 제어기(14)가 도시된다. 제 1 제어기 링크(116)는 제어기(114)를 제어 밸브(40)의 액추에이터(42)에 동작 가능하게 연결한다. 제 2 제어기 링크(117)는 제어기(114)를 제어 밸브(40)의 액추에이터(43)에 동작 가능하게 연결한다. 제 3 제어기 링크(118)는 제어기(114)를 제어 밸브(70)의 액추에이터(77)에 동작 가능하게 연결한다. 제 4 제어기 링크(119)는 제어기(114)를 제어 밸브(70)의 액추에이터(81)에 동작 가능하게 연결한다. 제 5 제어기 링크(120)는 제어기(114)를 제어 밸브(86)의 액추에이터(93)에 동작 가능하게 연결한다. 제 6 제어기 링크(121)는 제어기(114)를 제어 밸브(86)의 액추에이터(91)에 동작 가능하게 연결한다. 제 1 바이패스 제어 링크(114)는 제어기(114)를 바이패스 제어 밸브(100)의 액추에이터(112)에 동작 가능하게 연결한다. 제 2 바이패스 제어 링크(123)는 제어기(114)를 바이패스 제어 밸브(100)의 액추에이터(113)에 동작 가능하게 연결한다. 제어기(114)는 다양한 시스템 입력들, 무엇보다도 예를 들어 유압식 부하들의 압력 및 플로우 요건들, 펌프 속도, 펌프 탈출 압력, 펌프(12)로부터의 토출 유체 유량에 응답하여 제어 밸브들의 동작을 제어하도록 구성될 수 있다. 특정 애플리케이션의 요건들에 따라, 유압 시스템(10)은 시스템의 다양한 동작 특성들을 모니터링하기 위한 다양한 센서들을 포함할 수 있고, 속도 센서(124), 압력 센서(126), 및 플로우 센서(128)뿐만 아니라 다른 센서들을 포함할 수 있다.Digital controller 14 is shown. The
제어 밸브(40, 70, 86, 및 100)는 펄스폭 변조를 사용하여 디지털로 제어될 수 있다. 일반적으로, 제어 밸브들은 펄스폭 변조를 사용하면 완전 개방되거나 완전 폐쇄된다. 또한, 전형적으로 연속 밸브들의 일부분의 개방 및 폐쇄 시퀀스가 동이에 발생할지라도 단 하나의 제어 밸브만이 임의의 제공된 순간에 완전 개방되고, 이는 이후에 더욱 자세하게 논의된다. 실질적으로 펌프(12)로부터 토출되는 유체의 전체량은 제어 밸브가 개방되면 그 밸브를 통과한다. 이 방식으로 제어 밸브를 동작시키면 일반적으로 순환 유체 출력이 발생하며, 이 출력에서 펌프의 전체 유체 출력은 제어 밸브로부터 토출되거나 전혀 출력되지 않는다. 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)은 전형적으로 상대적으로 높은 동작 주파수에서 동작한다. 동작 주파수는 시간의 단위당 완료되는 듀티 사이클들의 수로서 규정되고, 전형적으로 cycles/sec 또는 헤르츠로 표현된다.
제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)을 통과하는 유체의 유효 유량은 각각의 듀티 사이클을 조정함으로써 제어될 수 있다. 완전한 듀티 사이클은 제어 밸브의 한 번의 개방 및 한 번의 폐쇄를 포함한다. 듀티 사이클은 제어 밸브가 개방되는 시간 기간 대 듀티 사이클이 동작하는 시간 기간의 비율로서 표현될 수 있다. 듀티 사이클 동작 기간은 한 듀티 사이클을 완료하는데 필요한 시간으로 정의될 수 있다. 듀티 사이클은 전형적으로 동작 기간의 퍼센티지로 표현된다. 예를 들어 칠십오 퍼센트(75%) 듀티 사이클로 인해 제어 밸브가 시간의 약 칠십오 퍼센트(75%) 개방되고 시간의 이십오 퍼센트(25%) 폐쇄되는 결과가 발생한다. 용어 "유효 유량"은 펌프(12)의 플로우 출력의 퍼센티지로 표현되는 하나의 완전한 듀티 사이클 동안의, 제어 밸브로부터 토출되는 유체의 시간 평균 유량을 칭한다. 유효 유량은 하나의 완전한 듀티 사이클 동안 제어 밸브로부터 토출되는 유체의 총량을 듀티 사이클이 동작하는 기간으로 나눔으로써 결정된다. 예를 들어 칠십오 퍼센트(75%) 듀티 사이클에서의 제어 밸브를 동작시키는 것을 펌프의 플로우 출력의 칠십오 퍼센트(75%)의 유효 토출 플로우 비율을 발생시킬 것이다.The effective flow rate of the fluid through the
제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)에 대한 예시적인 듀티 사이클들이 도 2에 도시된다. 도 2에 도시된 듀티 사이클들은 유압 시스템의 다양한 양상들을 논의하고 설명하기 위해 선택된 대표적인 듀티 사이클이다. 실제로, 제공된 제어 밸브에 대한 듀티 사이클은 어떤 것이 설명되는냐에 따라 가변될 가능성을 있을 것이며, 실제로, 듀티 사이클들 중 하나 또는 모두는 다양한 유압식 부하들의 변화하는 동작 요건들을 수용하기 위해 연속해서 변할 수 있다.Example duty cycles for the
제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)의 각각에 사용되는 듀티 사이클들은 각각의 동작 사이클에 대하여 재추정되고, 수용된 변화하는 부하 조건들에 필요하면 조정될 수 있다. 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)에 대한 적절한 듀티 사이클들을 결정하는데 고려될 수 있는 요인들은 유압식 부하들(26, 28, 및 30)의 플로우 및 압력 요건들, 펌프(12)의 플로우 출력, 펌프(12)의 토출 압력, 및 펌프(12)의 동작 속도뿐만 아니라 다른 것들을 포함할 수 있다.The duty cycles used for each of the
듀티 사이클은 일반적으로 도 2에 실선으로 표현되는 구형파(square wave)를 트래킹(tracking)한다. 제어 밸브들 각각에 대한 듀티 사이클들은 일반적으로 동일한 동작 기간을 갖는다. 논의를 위해, 도 2에서는 20 밀리초의 동작 기간이 도시된다. 그러나, 실제로 제어 밸브들 각각이 일반적으로 동일한 동작 기간을 이용하면, 유압 시스템(10)의 구성 및 유압 시스템이 사용되는 특정한 애플리케이션의 요건들에 따라 더 길거나 더 짧은 동작 기간이 선택될 수 있다. 동작 기간은 변화하는 동작 조건들을 수용하기 위해 연속해서 변화될 수 있다.The duty cycle tracks a square wave, typically represented by a solid line in FIG. 2. Duty cycles for each of the control valves generally have the same operating period. For discussion, an operating period of 20 milliseconds is shown in FIG. In practice, however, if each of the control valves generally uses the same operating period, a longer or shorter operating period may be selected depending on the configuration of the
제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)의 유효 유량은 밸브들 각각의 듀티 사이클들을 변화시킴으로써 제어될 수 있다. 제어 밸브들(40, 70, 86) 각각에 대한 듀티 사이클은 변화하는 부하 조건들을 수용하기 위해 연속해서 변화될 수 있다. 제어기(114)는 제어 밸브들 각각에 대한 듀티 사이클을 결정하도록 구성될 수 있다. 제어기(114)는 또한 각각의 제어 밸브의 동작을 제어하도록 사용될 수 있는 바람직한 듀티 사이클에 대응하는 제어 신호를 송신하도록 구성될 수 있다.Effective flow rates of the
제어기(114)에 의해 사용되는 제어 전략은 개방 루프 또는 폐쇄 루프 제어 방식에 기반할 수 있다. 폐쇄 루프 시스템에서, 제어기(114)는 서 너개 예를 들면 압력, 온도 및 속도와 같은 다양한 동작 파라미터들, 모니터링하는데 사용되는 다양한 센서들로부터 피드백 정보를 수신할 수 있다. 제어기(114)는 센서들로부터 수신되는 정보를 사용해서 필요한 경우 각각의 제어 밸브의 듀티 사이클을 조정하여 원하는 부하 성능을 달성할 수 있다. 폐쇄 루프 시스템은 압력, 온도 및 플로우와 같은 다양한 동작 파라미터들이 더욱 정확하게 제어될 수 있도록 한다. 폐쇄 루프 시스템은 예를 들어 유압식 부하(30)에 적용되는 압력을 제어하기 위해 사용될 수 있다. 제어기(114)는 유압식 부하(30)에 적용되는 실제 압력에 관한 피드백 정보를 압력 센서(138)로부터 수신할 수 있다. 통신 링크(139)는 압력 센서(138)를 제어기(114)로 동작하도록 연통한다. 제어기(114)는 압력 데이터를 사용하여 제어기(114)에 의해 지시된 압력 및 압력 센서(138)에 의해 검출되는 바와 같은 유압식 부하(30)에 적용된 압력 사이의 차이에 대응하는 압력 에러를 계산할 수 있다. 만일 압력 에러가 선택된 에러 범위 외부에 해당하면, 제어기(114)는 제어 밸브(86)의 듀티 사이클을 수정하여 유압식 부하(30)에서의 바람직한 압력을 달성할 수 있다.The control strategy used by the
폐쇄 루프 시스템은 또한 부하 감지 제어 방식을 구현하는데 사용될 수 있다. 부하 감지를 이용하는 유압 시스템은 시스템 압력들을 모니터링하고 유압식 부하를 동작시키는데 필요한 압력에서 바람직한 유량을 제공하는데 필요한 경우에 적절한 조정들을 행하는 능력을 갖는다. 부하 감지는 가압된 유체를 유압식 부하에 공급하는 통로 내에 위치되는 오리피스(orifice)에 걸친 압력 강하를 모니터링함으로써 구현될 수 있다. 오리피스에 걸친 압력 강하는 일반적으로 사전 결정된 고정값으로 설정된다. 오리피스에 걸친 압력 강하가 고정되면, 오리피스를 통과하는 유량은 단지 오리피스의 플로우 면적에만 좌우된다. 이는 바람직한 일정한 압력 강하를 유지하는 동안 오리피스의 단면 플로우 면적을 조정함으로써 유체가 유압식 부하로 전달되는 비율이 제어될 수 있도록 한다. 오리피스 단면 플로우 면적을 증가시키면 유량이 증가하지만, 오르피스 단면 면적을 감소시키면 유량이 감소한다. 오르피스에 걸친 압력 강하의 변화는, 예를 들어 유압식 부하에 의해 이동되는 작동하는 부하의 증가가 원인일 수 있을 때, 유압식 부하로 전달되는 유체의 유량의 대응하는 변화를 발생시킨다. 오리피스에 걸친 정압 강하의 변화는 상승하는 오리피스 압력을 조정하여 바람직한 압력 강하를 달성함으로써 검출되고 보상될 수 있다.Closed loop systems can also be used to implement load sensing control schemes. Hydraulic systems using load sensing have the ability to monitor system pressures and make appropriate adjustments as needed to provide the desired flow rate at the pressure required to operate the hydraulic load. Load sensing can be implemented by monitoring the pressure drop across an orifice located in a passage that supplies pressurized fluid to the hydraulic load. The pressure drop across the orifice is usually set to a predetermined fixed value. If the pressure drop across the orifice is fixed, the flow rate through the orifice depends only on the flow area of the orifice. This allows the rate at which fluid is delivered to the hydraulic load to be controlled by adjusting the cross-sectional flow area of the orifice while maintaining the desired constant pressure drop. Increasing the orifice cross-sectional flow area increases the flow rate, while decreasing the orifice cross-sectional area decreases the flow rate. The change in pressure drop across the orifice results in a corresponding change in the flow rate of the fluid delivered to the hydraulic load, for example when the increase in the working load moved by the hydraulic load can be attributed. The change in static pressure drop across the orifice can be detected and compensated by adjusting the rising orifice pressure to achieve the desired pressure drop.
부하 감지 능력들은 메터링(metering) 오리피스에 걸쳐 특정 압력 강하를 유지하는 동안 특정한 플로우를 필요로 하는 유압 디바이스를 제어하고자 할 때 유용하다. 유압 실린더(26)는 그와 같은 디바이스의 예이다. 유압 실린더(26)는 다양한 애플리케이션들에 사용될 수 있다. 예를 들고 논의를 위해, 유압 실린더(26)는, 유압 실린더(26)의 다른 적용예들이 또한 가능하다는 것이 인식될 수 있을지라도, 동력 조향 시스템의 상황에서 설명될 것이다. 유압 실린더(26)는 실린더 하우징(cylinder housing)(141)에 슬라이딩하도록 배치되는 피스톤(140)을 포함할 수 있다. 피스톤(140)의 종단(142)은 일련의 링크들을 통해서 차량의 휠로 연결된다. 피스톤(140)은 가압된 유체를 제 1 및 제 2 챔버들(58 및 60)로 선택적으로 전달함으로써 실린더 하우징(141) 내에 길이 방향으로 슬리이딩될 수 있다. 유체가 각각의 챔버들로 전달되는 비율은 피스톤(140)이 이동하는 속도를 결정한다. 유압 실린더 제어 밸브(54)는 유압 실린더(26)의 유체 챔버들(58 및 60) 사이에서 가압된 유체를 분배하도록 동작한다. 유압 실린더 제어 밸브(54)는 유체가 유압 실린더(26)로 전달되는 비율을 제어하는 가변하는 오리피스를 포함한다. 유압 실린더 제어 밸브(54)는 사용자 입력에 응답하고, 사용자 입력은 밸브로 하여금 오리피스 크기를 조정하여 바람직한 유량을 달성하고 플로우를 유압 실린더(26) 내의 적절한 챔버로 향하도록 한다.Load sensing capabilities are useful when you want to control a hydraulic device that requires a certain flow while maintaining a certain pressure drop across the metering orifice.
부하 감지 제어 방식은 유압 실린더 제어 밸브(54)의 한 상의 압력 센서들(144 및 146)을 상하로 각각 배열함으로써 구현된다. 제 1 연통 링크(145) 및 제 2 연통 링크(147)는 압력 센서들(144 및 146)을 각각 제어기(114)로 동작 가능하게 연결할 수 있다. 압력 센서들은 각각의 센서 위치들에서의 압력을 나타내는 압력 신호를 제어기(114)로 송신하도록 구성될 수 있다. 제어기(114)는 제어 밸브(40)의 동작을 제어하기 위해, 제어기(114) 내에 포함되는 논리를 사용하여, 적절한 제어 신호를 포뮬레이팅(fornulating)하도록 압력 데이터를 사용한다. 제어 신호는 제어 링크(116)에 가로질러 액추에이터(42)로 송신될 수 있는 펄스폭 변조 신호를 포함할 수 있다. 액추에이터(42)는 수신된 신호에 응답하여 제어 밸브(40)를 개방하고 폐쇄한다. 제어기(114)는 바람직한 압력 마진(margin)에 있는 희망하는 플로우를 유압 실린더 제어 밸브(54)로 전달하도록 계산되는 제어 신호들에 대한 적절한 펄스폭을 결정한다. 제어기(114)는 유압 실린더 제어 밸브(54) 내의 오리피스에 걸친 압력 강하를 모니터링하고 오리피스에 걸친 원하는 압력 강하를 유지하는데 필요하다면 제어 신호를 조정할 수 있다. 예를 들어, 피스톤(140)의 종단(142)에 적용되는 반대의 힘을 증가시키면 압력 센서(146)에 의해 모니터링되는 하향 압력의 대응하는 증가 및 유압 실린더 제어 밸브(54) 내의 오리피스에 걸친 압력 강하의 대응하는 증가가 발생될 수 있다. 감소하는 압력 강하는 또한 유압 실린더(26)로의 유체의 유량에 대응하여 감소시키는 결과를 발생시킬 수 있다. 플로우의 감소를 보상하기 위해, 제어기(114)는 제어 밸브(40)의 동작을 제어하는 제어 신호의 듀티 사이클을 조정함으로써, 압력 센서(144)를 사용해서 모니터링되는 유압 실린더 제어 밸브(54)로의 유입구에서의 압력을 증가시킬 수 있다. 유입구로의 압력은, 피스톤(140)의 종단(142)에 적용되는 반대의 힘이 증가하기 전에, 존재하는 오리피스에 걸쳐서 동일한 압력 강하를 달성하는데 충분한 양으로 증가될 수 있다. 이 방식으로, 유압 실린더(26)로 전달되는 바람직한 유량, 따라서 피스톤의 액추에이팅 속도는 피스톤에 대하여 작용하는 힘들이 연속해서 섭동하고 있다는 사실에도 불구하고, 원하는 레벨로 유지될 수 있다.The load sensing control scheme is implemented by arranging the
폐쇄 루프 시스템은 또한 유압 모터(28)와 같은 유압 디바이스의 속도를 제어하는데 사용될 수 있다. 제어기(114)는 유압 모터(28)의 회전 속도를 나타내는 속도 센서(148)로부터 피드백 정보를 수신할 수 있다. 통신 링크(149)는 속도 센서(148)를 제어기(114)로 동작 가능하게 연결한다. 제어기(114)는 속도 데이터를 사용하여 제어기(114)에 의해 지시된 속도 및 속도 센서(148)에 의해 검출되는 바와 같은 유압 모터(28)의 실제 회전 속도 사이의 차이에 대응하는 속도 에러를 계산할 수 있다. 만일 속도 에러가 선택된 에러 범위 외부에 해당하면, 제어기(114)는 바람직한 속도에서 유압 모터(28)를 동작하도록 하기 위해 제어 밸브(70)의 듀티 사이클을 수정할 수 있다.Closed loop systems can also be used to control the speed of hydraulic devices such as
폐쇄 루프 시스템은 또한 유압 디바이스(30)와 같은 유압 디바이스에 전달되는 유압 유체의 유량을 제어하는데 사용될 수 있다. 제어기(114)는 유압 디바이스(30)로 전달되는 유체의 유량을 나타내는 피드백 정보를 플로우 센서(150)로부터 수신할 수 있다. 연통 링크(151)는 플로우 센서(150)를 제어기(114)로 동작 가능하게 연결한다. 제어기(114)는 제어기(114)에 의해 지시된 유량 및 플로우 센서(150)에 의해 검출되는 바와 같은 실제 유량 사이의 차이에 대응하는 유량을 계산하는데 사용될 수 있다. 만일 플로우 에러가 선택된 에러 범위 외부에 해당하면, 제어기(114)는 바람직한 유량을 달성하기 위해 제어 밸브(86)의 듀티 사이클을 수정할 수 있다.Closed loop systems can also be used to control the flow rate of hydraulic fluid delivered to a hydraulic device, such as
제어기(114)는 또한 최대 예비 압력(stnadby pressure)을 제어하기 위한 논리를 포함할 수 있다. 최대 예비 압력은 유압식 부하에 적용될 수 있는 최대 압력을 나타낸다. 디지털 고압력 예비 제어는 일반적으로 아날로그 유압 시스템에서 사용되는 고 예비 릴리프(relief)와 동일한 목적에 이바지한다. 그러나, 압력 릴리프 밸브는 백업 측정으로서 디지털 고압 예비 제어와 함께 사용될 수 있다. 최대 예비 압력 설정은 압력 릴리프 밸브가 사용되는 경우, 전형적으로 압력 릴리프 밸브의 압력 설정보다 낮게 설정된다. 이는 압력 릴리프 밸브가 정상 동작 조건 하에서 개방되는 것을 방지하는데, 왜냐하면 개방되면 원하지 않는 에너지의 손실이 발생하기 때문이다. 일단 압력이 최대 허용 가능한 레벨에 도달하면, 제어기(114)는 유압식 부하와 연관되는 제어 밸브의 동작을 영(0)으로 제어하는데 사용되는 제어 신호의 펄스폭을 조정할 수 있다. 이렇게 함으로써 제어 밸브가 폐쇄되어 압력의 어떠한 부가적인 등가가 방지된다.The
제어기(114)는 또한 저 예비 압력을 제어하기 위한 논리를 포함할 수 있다. 저 예비 압력 제어는, 부하가 어떠한 플로우도 필요로 하지 않을 때, 사전 결정된 최소 압력이 항상 유압식 부하로 전달되는 것을 보장하는데 도움을 주도록 동작한다. 최소 예비 압력은 유압식 부하가 예측 가능하고 알맞은 응답 방식으로 반응하도록 할 수 있다. 저 예비 압력은 유압식 부하와 연관되는 제어 밸브를 제어하기 위하여 협소 펄스폭을 갖는 펄스폭 변조 제어 신호를 발생시키는 제어기(114)에 의해 유지될 수 있다. 협소 펄스폭 제어 신호로 인해 밸브는 유효 개구를 가지게 되고, 유효 개구는 충분히 커서 충분한 플로우가 제어 밸브를 통과하도록 함으로써 최소 예비 압력 레벨로 압력을 유지하는 동안의 시스템 유출이 보상된다.The
저 압력 예비 제어는 예를 들어 유압 실린더(26)를 사용하는 동력 조향 시스템과 함께 사용될 수 있다. 저 예비 압력은 동력 조향 시스템이 중립 위치에 위치될 때 전형적으로 발생한다. 동력 조향 시스템이 중립 위치에 있는 경우, 제어기(114)는 유압 실린더 제어 밸브(54)에 요청된 압력을 유압 실린더(26)로 전달하라고 지시하기 위하여 저 예비 압력 명령 신호를 발생시킬 수 있다. 저 예비 압력은 충분하여, 유압 실린더(26)가 차량의 원하는 조향 배열을 견고하게 유지할 수 있고, 조향 메커니즘의 신속한 액츄에이션을 가능하게 한다. 실제로, 제어기(114)는 요청된 압력 레벨의 최대 및 저 예비 압력 레벨 중 어느 것이 더 높은지에 기반하여 제어 밸브를 동작시키기 위해 펄스폭 변조된 제어 신호를 포뮬레이팅할 수 있다.Low pressure preliminary control can be used, for example, with a power steering system using
도 2를 계속해서 참조하면, 제어 밸브(40)는 예시적으로 사십 퍼센트(40%) 듀티 사이클을 이용하는 것으로 도시되고: 제어 밸브(70)는 예시적으로 삼십 퍼센트(30%) 듀티 사이클을 이용하는 것으로 도시되고; 제어 밸브(86)는 예시적으로 이십 퍼센트(20%) 듀티 사이클을 이용하는 것으로 도시되고; 제어 밸브(100)는 예시적으로 십 퍼센트(10%) 듀티 사이클을 이용하는 것으로 도시된다. 도 2에 도시된 듀티 사이클은 단지 예를 목적으로 한 것임이 이해되어야 한다. 실제로, 제공된 제어 밸브에 대한 듀티 사이클은 도시된 것과는 다를 수 있고, 실제로, 변화하는 부하 요건들을 수용하기 위해 시간에 따라 변할 수 있다.With continued reference to FIG. 2,
계속해서 도 1 및 2를 참조하면, 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)은 설명을 위해 이십(20) 밀리초들로 설정될 수 있는 공통 동작 기간을 사용한다. 상술한 바와 같이, 실제 동작 기간은 유압 시스템(100의 구성 및 동작 요건들에 따라 변할 수 있다. 제어 밸브들은 하나가 폐쇄되어 있을 때, 어떤 경우에는, 거의 폐쇄되어 있을 때 옆의 밸브는 개방되어 있는 방식으로 서로 순차적으로 액추에이팅된다. 순차적으로 액추에이팅되는 밸브들의 개방 및 폐쇄 시퀀스들이 서로 교차하는 상대적으로 짧은 시간 기간이 존재할지라도, 일반적으로 임의의 제공된 시간에서는 단 하나의 밸브만이 완전히 개방된다. 각각의 밸브는 일반적으로 제공된 동작 사이클 동안 단 한번 개방되고 폐쇄된다. 단일 동작 사이클은 이용 가능한 제어 밸브들의 적어도 하나의 서브세트를 통해 단 한 번만 순환한다. 밸브들이 순환되는 시퀀스를 동작 사이클들 사이에서 변할 수 있다.1 and 2, the
유압 시스템(10)을 동작시킬 때, 유압식 부하들의 플로우 요건들이 펌프(12)의 플로우 출력을 초과하는 경우들이 존재할 수 있다. 이것이 발생하면, 유압식 부하들 사이에 이용 가능한 흐림이 어떤 비율로 분배될 것인지에 대한 결정이 행해진다. 이는 각각의 유압식 부하에 우선순위 레벨을 할당함으로써 달성될 수 있다. 예를 들어, 우선순위 레벨 일(1)은 가장 높은 우선순위로 고려될 수 있고, 우선순위 레벨 이(2)는 두번째로 높은 우선순위로 고려될 수 있고, 이와 마찬가지로 고려될 수 있다. 각각의 유압식 부하에는 우선순위 레벨이 할당될 수 있다. 바이패스 회로에는 전형적으로 가장 낮은 우선순위 레벨이 할당된다.When operating the
우선순위 할당들을 결정하는 데에는 다양한 기준들이 사용될 수 있고, 상기 기준은 무엇보다도 안전 관련문제들, 효율 고려사항들, 운영자 편의성을 포함하지만 이에 제한되지 않는다. 각각의 유압식 부하에는 개벌 우선순위 레벨이 할당될 수 있거나, 다수의 유압식 부하에는 특정 애플리케이션의 요건들에 따라 동일한 우선순위 레벨이 할당될 수 있다. 각각의 부하에 대한 우선순위 레벨 할당은 메모리(153)에 의해, 또는 메모리 또는 제어기(114)와 동작 가능하게 연결되는 시스템 레벨 전자 제어 유닛(electronic control unit: ECU)의 다른 유형의 저장 메커니즘 내에서와 같이 제어기(114) 내에 저장될 수 있다.Various criteria may be used to determine priority assignments, including but not limited to safety related issues, efficiency considerations, operator convenience, among others. Each hydraulic load may be assigned an individual priority level, or multiple hydraulic loads may be assigned the same priority level depending on the requirements of a particular application. Priority level assignment for each load may be by
이용 가능한 플로우는 유압식 부하들의 우선순위 레벨 랭킹에 기초하여 유압식 부하들로 분배될 수 있으므로, 가장 높은 우선순위 레벨(즉, 우선순위 레벨 1)이 할당된 유압식 부하들에는 자신들이 필요한 플로우 모두를 수용하고, 나머지 유압식 부하들은 감소된 플로우를 수용하거나 또는 플로우를 전혀 수용하지 않는다. 유체 회로들(32, 34, 36, 및 101)에 대한 가능한 우선순위 레벨 할당들 및 우선순위 레벨 할당들에 기초하는 그 결과에 따른 플로우 분배의 예는 아래 표 1에 도시되어 있다. 이를 설명하기 위해, 유압 펌프(12)는 백오십(150) 리터/분의 최대 출력을 갖는 것으로 가정된다. 설명을 위해, 유압 실린더(26)를 포함하는 제 1 유체 회로(32)는 우선순위 레벨 1로 할당된다. 제 2 및 제 3 유체 회로들(34 및 36)은 우선순위 레벨 2로 할당된다. 전형적으로 가장 낮은 우선순위 레벨로 할당되는 바이패스 유체 회로(101)는 우선순위 레벨 3으로 할당된다. 이 예에서, 제 1 유체 회로는 총 이용 가능한 플로우 또는 100리터/분의 2/3(66.7퍼센트)를 필요로 한다. 제 2 및 제 3 회로 이둘 모두는 이용 가능한 플로우의 1/3(33.3퍼센트)를 필요로 한다. 모든 세 유체 회로들의 총 플로우 요건이 펌프(12)로부터 이용 가능한 플로우를 초과하므로, 제 1 유체 회로보다 하위의 우선순위로 할당받은 제 2 및 제 3 유체 회로들은 자신들의 필요한 플로우의 일부만을 수용할 것이다. 제 1 유체 회로는 100리터/분의 자체의 총 플로우 요건을 수용할 것이다. 이는 50리터/분이 제 2 및 제 3 유체 회로들 사이에서 분배되도록 한다. 제 2 및 제 3 유체 회로들은 동일한 우선순위 레벨을 가지기 때문에, 나머지 50리터/분은 두 유체 회로들 사이에 균등하게, 각각의 회로가 25리터/분을 수용하도록 분할된다. 바이패스 유체 회로는 이 예에서 유체를 수용하지 않는데 왜냐하면 모든 이용가능한 유체가 다른 세 유체 회로들 사이에 분배되기 때문이다.The available flows can be distributed to hydraulic loads based on the priority level ranking of the hydraulic loads, so that hydraulic loads assigned the highest priority level (ie, priority level 1) accommodate all of the flows they need. And the remaining hydraulic loads accept the reduced flow or no flow at all. Examples of the resulting flow distribution based on the possible priority level assignments and priority level assignments for the
총 이용 가능한 유량 = 150리터/분Total available flow rate = 150 liters / minute
1= 가장 높음
3= 가장 낮음1-3
1 = highest
3 = lowest
제어 밸브들이 액추에이팅되는 순서는 유압 시스템의 효율에 영향을 미칠 수 있다. 밸브들은 다양한 선택 기준에 따라, 예를 들어 증가하는 또는 감소하는 압력 순으로 순차적인 순서로 액추에이팅될 수 있다. 제어 밸브들이 액추에이팅되는 순서는 유압식 부하들, 예를 들어 유압식 부하들(26, 28, 및 30)의 압력 요건들에 기반하여 결정될 수 있다. 전형적으로, 유압식 부하에 가장 높은 압력 요건을 공급하는 제어 밸브가 우선 액추에이팅되고, 그 후에, 제어 밸브는 유압식 부하에 그 다음의 가장 높은 압력 요건들을 제공하는 등, 계속해서 순서대로 내려가면서, 모든 제어 밸브들이 액추에이팅될 때까지 계속된다. 특정한 유압식 부하가 압력을 필요로 하지 않는 경우, 비 동작 유압식 부하와 연관되는 제어 밸브는 특정 동작 사이클 동안 개방되지 않을 것이다. 바이패스 제어 밸브(100)는 전형적으로 된다면, 모든 나머지 제어 밸브들(즉, 제어 밸브들(40, 70, 및 86)이 액추에이팅된 이후에, 가장 나중에 액추에이팅된다. 일단 모든 제어 밸브들이 액추에이팅되면, 현재 동작 사이클이 완료되고 다음 동작 사이클이 개시될 수 있다.The order in which the control valves are actuated can affect the efficiency of the hydraulic system. The valves may be actuated in sequential order according to various selection criteria, for example in increasing or decreasing pressure order. The order in which the control valves are actuated can be determined based on the pressure requirements of hydraulic loads, for example
제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)에 대한 가능한 시퀀스하는 순서의 예는 도 5에 도시되어 있다. 그래프에서의 상부 곡선(152)은 예를 들어 압력 센서(126)에 의해 측정되는 바와 같은(도 1을 참조하라) 예시적인 시스템 압력 프로파일(profile)을 나타낸다. 예시적인 개별 채널 압력 곡선들(154, 156, 및 158)은 유압식 부하들(26)로의 유입구에서 각각의 유압식 부하를 발생시키는 압력을 나타낸다. "채널 #1 압력" 곡선(154)은 유압 실린더(26)로의 유입구에서 측정된 바와 같은 시변 압력을 도시한다. "채널 #2 압력" 곡선(156)은 유압 모터(28)로의 유입구에서 측정된 바와 같은 시변 압력을 도시한다. "채널 #3 압력" 곡선(158)은 다방면 유압식 부하(30)로의 유입구에서 측정된 바와 같은 시변 압력을 도시한다. 도면의 하부에 도시되어 있는 일반적인 구형파 곡선(160)은 제어 밸브(40, 70, 86 및 100)의 개방 및 폐쇄 시퀀스를 그래프로 도시한다. "#1"로 라벨링된 펄스는 제어 밸브(40)의 예시적인 개방 및 폐쇄를 도시한다. "#2"로 라벨링된 펄스는 제어 밸브(70)의 예시적인 개방 및 폐쇄를 도시한다. "#3"로 라벨링된 펄스는 제어 밸브(80)의 예시적인 개방 및 폐쇄를 도시한다. "바이패스"로 라벨링된 펄스는 바이패스 제어 밸브(100)의 예시적인 개방 및 폐쇄를 도시한다. 유압 실린더(26)가 이 예에서 가장 높은 압력 요건들 가지기 때문에, 제어 밸브(40)는 순서에 따라, 유압 모터(28)의 동작을 제어하는 제어 밸브(70)에 의해, 그리고 다방면 유압 부하(30)의 동작을 제어하는 제어 밸브(86)에 의해 우선 액추에이팅될 것이다. 바이패스 제어 밸브(100)는 마지막에 액추에이팅된다. 후속 순서를 변경하는 것을 필요로 할 수 있는 유압식 부하들의 압력 요건들의 변화가 존재하지 않으면 후속 동작 사이클들에 대하여 동일한 시퀀스가 반복될 수 있다.An example of the possible sequencing order for the
제어 밸브들이 시퀀스되는 순서는 항상 일관되는 것은 아닐 수 있다. 시퀀스하는 순서는 동작 사이클들 사이에서, 일부 경우들에서, 동작 사이클을 통하는 도중에 부하 압력 요건들과 같은, 동작 조건들의 변화들을 수용하도록 변할 수 있다. 유압 부하의 압력 요건이 나머지 유압식 부하들 중 하나 이상의 압력 요건들보다 더 높은 경우, 시퀀스하는 순서는 제어 밸브들이 계속해서 가장 높은 압력 요건들로부터 가장 낮은 압력 요건들로 시퀀스화하도록 재순서화될 수 있다. 예를 들어, 도 5에서, 유압 실린터(26)는 가장 높은 압력 요건을 갖는 것으로 도시되어 순서상 유압 모터(28) 및 다목적 유압식 부하(30)에 선행한다. 따라서 제어 밸브들은 내림 차순으로 시퀀스되므로, 제어 밸브(40)가 순서 면에서 제어 밸브들(70 및 86)에 선행하여 가장 먼저 액추에이팅된다. 바이패스 밸브(100)는 가장 나중에 액추에이팅된다. 다목적 유압식 부하(30)의 압력 요건이 유압 모터(28)의 압력 요건보다 더 높아지게 되면, 예를 들어, 도 6a에 도시되는 바와 같이, 시퀀스하는 순서가 재정렬되어서, 제어 밸브(86)가 재어 밸브(70) 이전에 액추에이팅되도록 할 수 있다. 수정된 시퀀스한 순서가 도 6b에 도시된다. 시퀀스하는 순서는 재추정되고 필요한 경우 각각의 후속 동작 사이클의 시작 시에 조정될 수 있다. 동작 기간은 또한 동작 사이클들 사이에서 가변될 수 있다.The order in which the control valves are sequenced may not always be consistent. The order of sequencing can be varied to accommodate changes in operating conditions, such as load pressure requirements, between operating cycles, and in some cases during the operating cycle. If the pressure requirement of the hydraulic load is higher than the pressure requirements of one or more of the remaining hydraulic loads, the sequence of sequencing can be re-ordered so that the control valves continue to sequence from the highest pressure requirements to the lowest pressure requirements. . For example, in FIG. 5, the
전반적인 시스템 성능의 개선점들은 동작 사이클을 통과하는 도중에 제어 밸브의 펄스폭을 조정하여 유압식 부하의 플로우 요건들의 변화를 수용함으로써 실현될 수 있다. 이는 동작 사이클의 시작 시에 각각의 유압식 부하에 대한 펄스폭을 결정하고 동작 사이클의 지속기간 동안 동일한 펄스폭을 유지하는 것과 대조된다. 펄스폭이 동작 사이클을 통과하는 도중에 조정되는 진행하는 펄스폭 제어는 시스템의 동작 사이클 주파수에 의해 직접 영향을 받는 시스템 대역폭을 개선할 수 있다. 진행하는 펄스폭 제어의 예시적인 구현예는 도 8a 및 8b에 그래프로 도시된다. 도 8a는 각각의 유압식 부하 및 바이패스(도 8a에서 각각 "1", "2", "3" 및 "바이패스"로 지정됨)에 대한 펄스폭이 동작 사이클의 시작 시에 결정되는 동작 사이클을 도시한다. 도 8a에서 도시되는 예에서, 동작 사이클은 도 8a에서 선으로 표시된 "커런트(Current)"에 의해 식별되는 방식으로 진행하였다. 제어 밸브(2)(도 8a에서 "2"로 라벨링됨)는 현재 대응하는 부하에 플로우를 공급하는 프로세스 중에 있다. 자체의 듀티 사이클을 통하는 도중에는 제어 밸브(2)와 연관된 유압식 부하의 플로우 요건의 증가 상태에 있는 것으로 가정한다. 증가되는 플로우 요구를 수용하기 위해서, 제어 밸브(2)를 제어하기 위해 사용되는 제어 신호의 펄스폭이 증가될 것이고 제어 밸브(3) 또는 바이패스를 제어하기 위해 사용되는 신호의 펄스폭은 제어 밸브(2)와 연관되는 펄스폭의 증가에 비례하여 감소될 것이다. 제어 밸브(2)와 연관되는 유압식 부하의 증가되는 플로우 요건들을 수용하기 위한 듀티 사이클로의 변화는 도 8b에 반영된다. 제어 밸브(1)와 연관되는 유압식 부하의 플로우 요건들이 이미 현재 동작 사이클 내에서 만족하였기 때문에, 자체의 플로우 요건들에서의 어떠한 변화들도 다음 동작 사이클까지 수용되지 않을 것이다. Improvements in overall system performance can be realized by adjusting the pulse width of the control valve during the course of the operating cycle to accommodate changes in the flow requirements of the hydraulic load. This is in contrast to determining the pulse width for each hydraulic load at the start of the operating cycle and maintaining the same pulse width for the duration of the operating cycle. Ongoing pulse width control, in which the pulse width is adjusted during the course of the operating cycle, can improve system bandwidth directly affected by the operating cycle frequency of the system. An example implementation of ongoing pulse width control is shown graphically in FIGS. 8A and 8B. FIG. 8A shows an operating cycle in which the pulse widths for each hydraulic load and bypass (designated as "1", "2", "3" and "bypass" respectively in FIG. 8A) are determined at the start of the operating cycle. Illustrated. In the example shown in FIG. 8A, the operation cycle proceeded in a manner identified by “Current” indicated by lines in FIG. 8A. Control valve 2 (labeled “2” in FIG. 8A) is currently in the process of supplying flow to the corresponding load. It is assumed that during the course of its duty cycle the flow requirements of the hydraulic loads associated with the
다시 도 5를 참조하면, 하나의 제어 밸브가 폐쇄되고 다음 제어 밸브가 개방되는 타이밍은 유압 시스템의 효율에 영향을 미칠 수 있다. 한 밸브의 폐쇄 및 다음 밸브의 개방 사이의 시간 지연의 효과적인 제어는 제 1 유체 회로(32), 제 2 유체 회로(34), 제 3 유체 회로(36) 및 바이패스 유체 회로(101)(도 1을 참조하라)와 같은 유체 회로들 사이에서의 전이 동안 발생할 수 있는 에너지 손실들을 최소화하는데 도움을 줄 수 있다. 시간 지연은 도 5에서 "△t"로 식별된다. 제 1 시간 지연(△t1)은 바이패스 밸브(100)를 폐쇄하기 시작하는 것과 제어 밸브(40)를 폐쇄하기 시작하는 것 사이의 지연을 나타낸다. 제 2 시간 지연(△t2)은 제어 밸브(40)를 폐쇄하기 시작하는 것과 제어 밸브(70)를 개방하기 시작하는 것 사이의 지연을 나타낸다. 제 3 시간 지연(△t3)은 제어 밸브(70)를 폐쇄하기 시작하는 것과 제어 밸브(86)를 개방하기 시작하는 것 사이의 지연을 나타낸다. 제 4 시간 지연(△t4)은 제어 밸브(86)를 폐쇄하기 시작하는 것과 제어 밸브(100)를 개방하기 시작하는 것 사이의 지연을 나타낸다.Referring again to FIG. 5, the timing at which one control valve is closed and the next control valve is open can affect the efficiency of the hydraulic system. Effective control of the time delay between the closing of one valve and the opening of the next valve is achieved by
적절한 시간 지연을 결정하는데 고려될 수 있는 요인들은 펌프(12) 및 제어 밸브들(40, 70, 86 및 100) 사이의 유체 공급 회로의 체적 및 컴플라이언스를 포함할 수 있다. 시간 지연은 또한 유체 회로들 사이의 압력차의 함수일 수 있다.Factors that may be considered in determining an appropriate time delay may include the volume and compliance of the fluid supply circuit between the
하나의 제어 밸브를 폐쇄하기 시작하는 것과 다음 연속의 제어 밸브를 개방하기 시작하는 것 사이의 시간 지연이 지나치게 길면, 제어 밸브로 이어지는 공급 회로에 존재하는 유체가 압축되므로 에너지가 소비되기 때문에, 시스템 압력에서 스파이크를 야기할 수 있다. 이 현상이 도 7b에서 그래프로 도시된다. 도 7b에서의 상부 그래프는 제 1 제어 밸브가 폐쇄되고 다음 제어 밸브가 개방될 때 시스템 압력(P)(예를 들어 도 1에서의 압력 센서(126)에 의해 감지되는 압력)의 예시적인 변화를 도시한다. 도 7b에서의 하부 그래프는 두 제어 밸브들의 예시적인 개방 및 폐쇄를 그래프로 도시한다. 밸브들은 (Aor)에서 완전히 개방된다. 하위 곡선의 좌측 부분은 제 1 밸브의 폐쇄를 그래프로 도시하고 곡선의 우측 부분은 제 2 밸브의 개방을 그래프로 도시한다. 시간 지연이 짧기 때문에 유압 펌프 및 제어 밸브 사이(즉, 도 1에서 펌프 토출 통로(22))의 유체 공급 회로 내에 존재하는 유체는 압축되어, 도 7b의 상부 압력 곡선에서 관찰될 수 있는 압력에서 스파이크를 발생시킨다.If the time delay between starting to close one control valve and opening the next continuous control valve is too long, the system pressure is reduced because energy is consumed because the fluid present in the supply circuit leading to the control valve is compressed. Can cause spikes. This phenomenon is shown graphically in FIG. 7B. The upper graph in FIG. 7B shows an exemplary change in system pressure P (eg, pressure sensed by pressure sensor 126 in FIG. 1) when the first control valve is closed and the next control valve is opened. Illustrated. The bottom graph in FIG. 7B graphically illustrates an exemplary opening and closing of two control valves. The valves are fully open at (A or ). The left part of the lower curve graphically shows the closing of the first valve and the right part of the curve graphically shows the opening of the second valve. Due to the short time delay, the fluid present in the fluid supply circuit between the hydraulic pump and the control valve (i.e., the
하나의 밸브의 폐쇄를 개시하는 것과 다음 연속하는 밸브의 개방을 개시하는 것 사이의 지연이 너무 짧은 경우, 유체는 이전 유압식 부하(밸브(1))로부터 다음 유압식 부하(밸브(2))로 역으로 플로우할 수 있다. 이 현상은 도 7a에서 그래프로 도시된다. 도 7a에서의 상부 곡선은 제 1 제어 밸브가 폐쇄되고 다음 제어 밸브가 개방될 때의 시스템 압력(P)의 예시적인 변화를 도시한다. 도 7a에서의 하부 곡선은 제어 밸브들의 예시적인 개방 및 폐쇄를 그래프로 나타낸다. 밸브들은 (Aor)에서 완전히 개방된다. 이 예에서, 제 2 제어 밸브는 제 1 제어 밸브가 완전히 폐쇄되기 전까지 개방하기 시작한다. 도 7a의 상부 그래프에 도시된 시스템 압력은 제 1 제어 밸브가 폐쇄하기 시작될 때 강하하기 시작한다. 짧은 시간 지연을 갖는 것이 효율 면에서 반드시 강하의 결과를 초래하지 않을지라도, 이는 그럼에도, 예를 들어 유체가 유압식 부하로부터 탱크, 예를 들어 유체 저장소(18)로 역류하지 않으면, 유압식 부하에 의해 요구되는 순 플로우를 제공할 제어 신호 펄스폭을 결정할 때 처리될 수 있다. 따라서, 바이패스 제어 회로를 폐쇄하기 시작하는 것과 시퀀스에서 제 1 제어 밸브를 개방하기 시작하는 것 사이의 시간 지연, 및 시퀀스에서 최종 제어 밸브를 폐쇄하기 시작하는 것과 바이패스 밸브를 개방하기 사장하는 것 사이의 시간 지연을 최적화하는 것이 바람직할 수 있다. 적절한 시간 지연을 결정하는 것은 도 7a에 도시되는 바와 같이, 제어 밸브들 사이에서 발생하는 역류의 양을 최소화하는 것과, 도 7b에 도시되는 바와 같이, 시스템 압력 스파이크들의 발생을 최소화하는 것 사이의 절충안을 수반할 수 있다.If the delay between initiating the closing of one valve and initiating the opening of the next consecutive valve is too short, the fluid is reversed from the previous hydraulic load (valve 1) to the next hydraulic load (valve 2). To flow. This phenomenon is shown graphically in FIG. 7A. The upper curve in FIG. 7A shows an exemplary change in system pressure P when the first control valve is closed and the next control valve is opened. The lower curve in FIG. 7A graphically illustrates exemplary opening and closing of control valves. The valves are fully open at (A or ). In this example, the second control valve begins to open until the first control valve is fully closed. The system pressure shown in the upper graph of FIG. 7A starts to drop when the first control valve begins to close. Although having a short time delay does not necessarily result in a drop in efficiency, this is nevertheless required by the hydraulic load, for example if the fluid does not flow back from the hydraulic load to the tank, for example the
시간 지연(△t)은 다음의 식을 사용하여 결정된다:The time delay Δt is determined using the following equation:
△t = α * △P + TimeDelayAdderΔt = α * ΔP + TimeDelayAdder
여기서:here:
△t(시간 지연)은 하나의 제어 밸브를 폐쇄하기 시작하는 것과 다음 후속 밸브를 개방하기 시작하는 것 사이의 시간 기간이다(예를 들어 도 5를 참조하라);Δt (time delay) is the time period between starting to close one control valve and to start opening the next subsequent valve (see eg FIG. 5);
α는, 예를 들어 밸브 전이 속도, 밸브 마찰, 펌프 유량, 열적 효과들, 유압 유체의 유효 부피 계수, 및 내부 펌프 또는 밸브 매니폴드(manifold)의 내부 체적에 좌우될 수 있는 다양한 파라미터들이다;α is various parameters that may depend, for example, on valve transition speed, valve friction, pump flow rate, thermal effects, effective volume coefficient of hydraulic fluid, and internal volume of an internal pump or valve manifold;
△P는 유압식 부하 및 펌프의 배출구 사이의 압력차이다; 그리고ΔP is the pressure difference between the hydraulic load and the outlet of the pump; And
TimeDelayAdder은 시간 지연을 최적화하기 위해 실험상 결정된 정정 계수이다.TimeDelayAdder is an experimentally determined correction factor to optimize the time delay.
예를 들어, α가 매니폴드 체적에 좌우되는 경우들에서, 펌프 유량, 및 유압 유체의 유효 부피 계수, 시간 지연(△t)은 다음의 식을 사용하여 결정될 수 있다:For example, in cases where α depends on the manifold volume, the pump flow rate, and the effective volume factor, time delay Δt of the hydraulic fluid, can be determined using the following equation:
여기서:here:
△t(시간 지연)은 하나의 제어 밸브를 폐쇄하기 시작하는 것과 다음 후속 밸브를 개방하기 시작하는 것 사이의 시간 기간이다(예를 들어 도 5를 참조하라);Δt (time delay) is the time period between starting to close one control valve and to start opening the next subsequent valve (see eg FIG. 5);
△P는 유압식 부하 및 펌프의 배출구 사이의 압력차이다;ΔP is the pressure difference between the hydraulic load and the outlet of the pump;
V는 펌프 배출구 및 제어 밸브의 유입구 사이의 유체 회로의 유체 체적이다;V is the fluid volume of the fluid circuit between the pump outlet and the inlet of the control valve;
β는 유압 시스템의 유효 부피 계수이다;β is the effective volume factor of the hydraulic system;
Q는 펌프의 유량이다; 그리고Q is the flow rate of the pump; And
TimeDelayAdder은 시간 지연을 최적화하기 위해 실험상 결정된 정정 계수이다.TimeDelayAdder is an experimentally determined correction factor to optimize the time delay.
부피 계수는 다음의 식을 사용하여 결정될 수 있다:The volume coefficient can be determined using the following formula:
부피 계수는 압력에 따라 비선형으로 변한다. 유압 유체의 부피 계수는 온도, 비말식 공기(entrained air), 유체 조성물, 및 다른 물리적 파라미터들의 함수이다. 유압 시스템의 부피 계수는 유압 시스템 하드웨어의 체적 및 강도를 나타내고 적절한 시간 지연을 결정하는데 있어서의 요인이다. 유압 시스템의 유효 부피 계수는 유체의 부피 계수 및 시스템 하드웨어의 부피 계수를 컴파일(compile)한 것이다. 실제로, 부피 계수는 크게 변할 수 있고, 가능한 경우, 시간 지연을 계산하는데 사용하기 위한 정확한 부피 계수를 획득하는데 측정될 수 있다. 유효 부피 계수의 측정은 예를 들어 모든 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)이 폐쇄된 때에 펌프(12)로부터의 유체 플로우의 함수로서 유체 시스템(10)에서의 압력 상승을 모니터링함으로써 달성될 수 있다. 펌프 플로우는 다음 식을 사용하여 근사화될 수 있다:The volume coefficient changes nonlinearly with pressure. The volume coefficient of the hydraulic fluid is a function of temperature, entrained air, fluid composition, and other physical parameters. The volume coefficient of the hydraulic system represents the volume and strength of the hydraulic system hardware and is a factor in determining the appropriate time delay. The effective volume factor of the hydraulic system is a compilation of the volume factor of the fluid and the volume factor of the system hardware. In practice, the volume coefficient can vary greatly and, if possible, can be measured to obtain an accurate volume coefficient for use in calculating the time delay. The measurement of the effective volume factor is for example by monitoring the pressure rise in the
펌프 플로우 = (분당 펌프 회전수(RPM)) × (펌프 회전 당 펌프 변위) × (근사 체적 효율)Pump flow = (pump revolutions per minute (RPM)) × (pump displacement per pump revolution) × (approximate volumetric efficiency)
압력 상승은 펌프(12) 및 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100) 사이의 유체 공급 회로 내에 위치되는 압력 센서(즉, 도 1에서의 압력 센서(126))를 사용하여 모니터링될 수 있다. 유효 부피 계수의 맵을 압력의 함수로서 포함하는 검색표는 시간 지연을 계산하는데 사용하기 위하여 생성되고 제어기(114)의 메모리(163) 내에 저장될 수 있다.Pressure rise can be monitored using a pressure sensor (ie, pressure sensor 126 in FIG. 1) located in the fluid supply circuit between
부피 계수는 초기 동작 맵을 제공하기 위해 유압 시스템의 초기 개시 동안 매핑될 수 있다. 부피 계수는 유압 유체가 정상 상태 조건에 도달할 때까지 가열되면서 주기적으로 측정될 수 있다. 이전에 동작하는 사이클들 동안 획득되는 유사한 시스템 조건들에 대한 부피 계수 맵들은 비교될 수 있고 유압 시스템의 상태를 추정하는데 사용될 수 있다. 예를 들어, 부피 계수의 실질적인 감소는 유압 유체에서의 비말식 공기의 현저한 증가, 또는 유압 시스템 호스 또는 파이프에서 고장이 임박했음을 나타낼 수 있다.Volume coefficients may be mapped during initial initiation of the hydraulic system to provide an initial operational map. The volume coefficient can be measured periodically while the hydraulic fluid is heated until it reaches steady state conditions. Volume coefficient maps for similar system conditions obtained during previously operating cycles can be compared and used to estimate the state of the hydraulic system. For example, a substantial decrease in the volume coefficient may indicate a significant increase in splash air in the hydraulic fluid, or impending failure in the hydraulic system hoses or pipes.
시간 지연(△t)을 계산하기 위한 식에 포함되는 TimeDelayAdder 파라미터는 시간 지연(△t)을 최적화하기 위한 정정 계수이다. α 파라미터 및 TimeDelayAdder 파라미터는 실험을 통해 결정될 수 있다. 예를 들어 식(△PV/βQ), 또는 다른 기능 함수 관계식에 대응할 수 있는 시간 지연 식의 α항은 하나의 제어 밸브를 폐쇄하기 시작하는 것과 다음 연속하는 밸브를 개방하는 것 사이의 지연의 양을 추정치를 제공한다. 그러나, 이는 단지 추정치이므로, 계산된 시간 지연(△t)은 최소화하는 시스템 압력 스파이크들 및 연속해서 액추에이팅되는 제어 밸브들 사이에서 발생하는 역류 사이에 최적의 균형을 발생시킬 수 없다.The TimeDelayAdder parameter included in the equation for calculating the time delay Δt is a correction factor for optimizing the time delay Δt. The α parameter and the TimeDelayAdder parameter can be determined through experiments. For example, the α term of the time delay equation, which can correspond to the equation (ΔPV / βQ), or other functional function relation, is the amount of delay between starting to close one control valve and opening the next consecutive valve. Gives an estimate. However, since this is only an estimate, the calculated time delay [Delta] t cannot produce an optimal balance between system pressure spikes that minimize and backflow occurring between successively actuated control valves.
시간 지연(△t)의 유효성은 적어도 부분적으로 시스템 압력 내에서의 스파이크들 및 하나의 제어 밸브로부터 다음 제어 밸브로의 역류 이 둘과 연관되는 손실들을 적어도 부분적으로 처리하는 대응하는 시가 지연 압력 에러를 계산함으로써 평가될 수 있다. 시간 지연 압력 에러는 다음의 식을 사용하여 계산될 수 있다:The effectiveness of the time delay [Delta] t is at least partially related to the corresponding time delay pressure error that at least partially handles losses associated with both spikes in the system pressure and backflow from one control valve to the next control valve. Can be evaluated by calculation. The time delay pressure error can be calculated using the following equation:
시간 지연 압력 에러 = MAX[Ppump-(Pload-△Pvalue),0]+ABS(MIN[Ppump-Pload,0])Time delay pressure error = MAX [P pump- (P load- △ P value ), 0] + ABS (MIN [P pump -P load , 0])
여기서:here:
Ppump는 예를 들어 압력 센서(126)를 사용하여 검출되는 바와 같이, 펌프(12)로부터 출력되는 압력이다;P pump is the pressure output from the
Pload는 유압식 부하(즉, 유압식 부하들(26, 28, 및 30))로 전달되는 압력이다; 그리고P load is the pressure delivered to the hydraulic load (ie,
△Pvalue는 제어 밸브(즉, 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)에 걸친 정상 상태 압력 강하이다.ΔP value is the steady state pressure drop across the control valve (ie,
제어 밸브에 걸친 정상 상태 압력 강하(△Pvalue)는 제어기(114)의 메모리(153) 내에 저장되는 검색표로부터 획득될 수 있고, 여기서 정상 상태 압력 강하는 펌프(12)의 유량과 상관된다. 펌프(12)의 유량은 측정된 펌프 RPM을 사용하여 계산될 수 있고, RPM은 속도 센서(124) 및 이전에 기술된 펌프 플로우를 결정하기 위한 식을 사용하여 계산될 수 있다.The steady state pressure drop ΔP value across the control valve may be obtained from a lookup table stored in the
시간 지연 압력 에러의 실체는 도 9 내지 11을 참조하면 더 양호하게 이해될 수 있다. 도 9는 밸브들이 연속해서 개방되고 폐쇄될 때 세 개별 제어 밸브들(즉, 제어 밸브들(40, 70, 및 86)에 걸쳐서 발생하는 압력 강하에서의 예시적인 섭동을 그래프로 도시한다. 세 제어 밸브들은 이전에 서술된 방식으로 차례로 액추에이팅될 수 있다. 이 예에서, 제어 밸브(40)가 우선 개방되고, 이후에 순서대로 제어 밸브(70) 및 제어 밸브(86)가 개방된다. 각각의 제어 밸브에 걸친 압력 강하는 제어 밸브가 우선 개방하기 시작하는 지점에서 시작하여 계속해서 밸브가 완전히 폐쇄될 때까지 트래킹된다. 밸브들에 걸친 정상 상태 압력 강하는 모든 세 밸브들에 대하여 동일하고 도 9 및 11에서와 같이 표시되는 수평선에 의해 표시된다. 그러나, 각각의 밸브는 반드시 동일한 압력 강하를 가질 필요는 없음이 이해될 것이다. 연속하는 제어 밸브들에 대한 압력 강하 곡선들은 하나의 밸브가 폐쇄하고 다음 밸브가 개방하는 전이 기간 동안 적어도 부분적으로 중첩될 수 있다. 이는 실질적으로 이전 밸브가 완전히 폐쇄되기 전에 액추에이팅되는 밸브가 개방을 시작한다는 사실에 기인한다.The substance of the time delay pressure error can be better understood with reference to FIGS. 9 to 11. Figure 9 graphically shows an exemplary perturbation in the pressure drop that occurs over three individual control valves (ie,
도 9로부터 관찰될 수 있는 바와 같이, 제공된 제어 밸브에 걸친 압력 강하는 밸브가 자체의 개방 및 폐쇄 위치들 사이에서 전이할 때 밸브의 대응하는 정상 상태 압력 강하로부터 현저하게 변할 수 있다. 압력 강하 곡선들로부터, 전이 기간 동안 발생할 수 있는 비효율들을 검출하는 것이 가능할 수 있다. 예를 들어, 밸브가 개방되고 있을 때 발생하는 정상 상태 압력 강하를 초과하는 제공된 제어 밸브에 걸친 압력 강하에서의 스파이크(즉, 도 9에서의 압력 스파이크(162, 164, 및 166)는 시간 지연(△t)이 아주 짧아서, 유체가 폐쇄하고 있는 제어 밸브로부터 개방하고 있는 제어 밸브로 역류하도록 할 수 있다. 제어 밸브가 폐쇄되고 있을 때 발생하는 제공된 제어 밸브에 걸친 음의 압력 강하(즉, 음의 압력 강하들(168, 170, 및 172))는 유체가 폐쇄하고 있는 제어 밸브로부터 유체를 제어 밸브로 공급하는 통로(예를 들어, 펌프 토출 통로(22))로 플로우하고 있음을 나타낸다. 제어 밸브가 폐쇄하고 있을 때 발생하는 정상 상태 압력을 초과하는 제공된 제어 밸브에 걸친 압력 강하에서의 스파이크(즉, 도 11에서 압력 스파이크(167))는 시간 지연(△t)이 아주 길어서, 시스템 압력에서 스파이크를 발생시키는 것을 나타낼 수 있다.As can be observed from FIG. 9, the pressure drop across the provided control valve can vary significantly from the corresponding steady state pressure drop of the valve as the valve transitions between its open and closed positions. From the pressure drop curves, it may be possible to detect inefficiencies that may occur during the transition period. For example, spikes at a pressure drop across a given control valve that exceeds the steady state pressure drop that occurs when the valve is open (ie, pressure spikes 162, 164, and 166 in FIG. 9) may result in a time delay ( Δt) is so short that fluid can flow back from the closed control valve to the open control valve A negative pressure drop across the provided control valve that occurs when the control valve is closed (ie, negative Pressure drops 168, 170, and 172 indicate that the fluid is flowing from a closed control valve to a passage for supplying fluid to the control valve (eg, pump discharge passage 22). Spikes in the pressure drop across the provided control valve (i.e. pressure spike 167 in FIG. 11) exceeding the steady state pressure that occurs when the valve is closed has a very long time delay [Delta] t, It may indicate that generates a spike in system pressure.
도 11은 제어 밸브(70)가 폐쇄하고 있는 것과 제어 밸브(86)가 개방하고 있는 것 사이의 예시적인 전이 기간을 도시한, 도 9의 일부의 확대도이다. 제어 밸브가 폐쇄하기 시작할 때 발생하는 정상 상태 압력 강하를 초과하는, 제어 밸브(40)에 걸친 압력 강하에 스파이크가 존재함을 주목하라. 이는 제어 밸브(70)가 개방하기 시작하기 전에 제어 밸브(40)가 폐쇄를 시작하는 것에 기인한다. 유압 펌프(12) 및 제어 밸브(40) 사이의 유체 공급 회로 내에 존재하는 유체는 제어 밸브가 폐쇄할 때 압축됨으로써 시스템 압력에서 스파이크를 발생시킨다.FIG. 11 is an enlarged view of a portion of FIG. 9 showing an exemplary transition period between
계속해서 도 11을 참조하면, 제어 밸브(40)에 걸친 압력 강하는 제어 밸브(70)가 개방하기 시작할 때 정상 상태 압력 강하 아래로 강하를 시작하고, 밸브(40)가 폐쇄될 때 계속해서 강하한다. 제어 밸브(40)에 걸친 압력 강하는 밸브(40)가 계속해서 폐쇄되고 밸브(70)가 계속해서 개방될 때 결국 음이 된다. 음의 압력 강하는 제어 밸브(40)로부터 펌프 토출(22)로부터의 역류의 존재를 나타낼 수 있다. 제어 밸브(70)에 걸친 압력 강하에서의 스파이크는 또한 유체가 제어 밸브(40)로부터 제어 밸브(70)로 역류하고 있음을 시그널링할 수 있다. 시스템 압력에서의 스파이크 및 제어 밸브(40)로부터 제어 밸브(70)로의 유체의 역류는 시스템 효율에 유해한 영향을 미칠 수 있다. 이 손실들을 최소화함으로써 유압 시스템의 전반적인 효율이 개선될 수 있다.With continued reference to FIG. 11, the pressure drop across the
계속해서 도 11을 참조하면, 적시에 제공되는 지점에서 시간 지연 압력 에러는 제어 밸브에 걸친 압력 강하가 정상 상태 압력 강하(도 9 및 11에서 압력 강하 "A"로서 식별되는)를 초과하는 양 및 압력 강하가 영(0) 아래로 떨어지는(도 9 및 11에서 압력 강하 "B"로서 식별되는) 양을 합산함으로써 계산될 수 있다. 시간 지연 압력 에러에서 첫번째 항(MAX[Ppump-(Pload-△Pvalue),0])은 압력 강하 "A"에 대응하고, 두번째 항(ABS(MIN[Ppump-Pload,0])은 압력 강하 "B"에 대응한다. 시간 지연 압력 에러는 동작 사이클 전체에 걸친 다양한 시간 간격들에서 계산될 수 있다. 도 9로부터의 압력 강하들을 사용하여 계산되는 시간 지연 압력 에러들의 그래프는 도 10에 도시된다. 시간 지연 압력 에러는 일단 제어 밸브에 걸친 압력 강하가 정상 상태에 도달하면 영이 되는 것을 주목하라.With continued reference to FIG. 11, the time delay pressure error at the timely provided point is such that the pressure drop across the control valve exceeds the steady state pressure drop (identified as pressure drop “A” in FIGS. 9 and 11) and The pressure drop can be calculated by summing the amounts that fall below zero (identified as pressure drop “B” in FIGS. 9 and 11). In the time delay pressure error, the first term MAX [P pump- (P load -ΔP value ), 0] corresponds to the pressure drop "A" and the second term (ABS (MIN [P pump -P load , 0]). ) Corresponds to the pressure drop “B.” The time delay pressure error can be calculated at various time intervals throughout the operating cycle, A graph of time delay pressure errors calculated using the pressure drops from FIG. It is shown at 10. Note that the time delay pressure error is zero once the pressure drop across the control valve reaches steady state.
시간 지연(△t)은 시간 지연 압력 에러를 최소화함으로써 최적화될 수 있다. 이는 최소 시간 지연 압력 에러가 달성될 때까지 시간 지연(△t) 식에서 TimeDelayAdder 파라미터를 점진적으로 변화시킴으로써 달성될 수 있다. 새로운 시간 지연(△t)은 각각의 TimeDelayAdder 값에 대하여 계산된다. 그리고나서 대응하는 제어 밸브는 수정된 시간 지연(△t)을 사용하여 동작하고 그 결과에 따른 제어 밸브에 걸친 압력 강하는 트랙킹된다. 새로운 시간 지연 압력 에러는 가장 최근의 압력 강하 데이터에 기초하여 계산되고 이전에 계산된 시간 지연 압력 에러와 비교된다. 이 프로세스는 최소 시간 지연 압력 에러가 결정될 때까지 계속된다. 최소 시간 지연 압력 에러에 대응하는 최적화된 TimeDelayAdder는 대응하는 압력 및 유량과 함께, 앞으로의 참조를 위해 검색표의 형태로 제어기(114)의 메모리(153) 내에 저장될 수 있다.The time delay Δt can be optimized by minimizing the time delay pressure error. This can be achieved by gradually changing the TimeDelayAdder parameter in the time delay (Δt) equation until a minimum time delay pressure error is achieved. A new time delay Δt is calculated for each TimeDelayAdder value. The corresponding control valve is then operated using a modified time delay [Delta] t and the resulting pressure drop across the control valve is tracked. The new time delay pressure error is calculated based on the most recent pressure drop data and compared with the previously calculated time delay pressure error. This process continues until a minimum time delay pressure error is determined. The optimized TimeDelayAdder corresponding to the minimum time delay pressure error may be stored in the
도 1 내지 4를 참조하여, 유압 시스템(10)의 예시적인 동작 사이클의 동작이 서술될 것이다. 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)에 대한 예시적인 듀티 사이클들이 도 2에 도시된다. 제어 밸브들(40, 70, 86, 및 100)의 시변 유체 출력은 펌프(12)의 유체 출력의 퍼센티지로 표현된다. 예시적인 동작 사이클은 시간이 영(0)과 같을 때 개시된다. 논의를 위해, 유압식 부하(26)가 초기에 가장 높은 압력 요건을 갖고, 이후에 순서대로 유압 부하(28) 및 유압 부하(30)이다. 제어 밸브들은 가장 높은 압력 요건을 갖는 유압식 부하를 제어하는 제어 밸브(40)로 시장해서, 내림 차순으로 액추에이팅되어, 이후에 순서대로 제어 밸브들(70, 86, 및 100)이 액추에이팅된다. 예시적인 동작 사이클은 20밀리초들의 지속기간을 갖는데, 이는 상술된 듀티 사이클들 각각의 동작 기간에 대응한다. 두 연속하는 동작 사이클들은 도 2 내지 4에 도시되고, 제 2 동작 사이클은 시간이 20밀리초와 같을 때 시작하고 시간이 사십(40) 밀리초들과 같을 때 종료한다. 제어 밸브(40, 70, 86, 및 100)에 대한 동작 사이클들은 모두 동일한 시간에서 시작하고 종료한다.1 to 4, the operation of an exemplary operating cycle of the
도 4는 압력 센서(126)에 의해 검출되는 바와 같은, 펌프 토출 포트(24)에서 하향하여 발생하는 유체 압력에서의 시변하는 상대적인 섭동들을 그래프로 도시한다. 압력 센서(126)에 의해 검출되는 압력은 유압 시스템 내에서 발생하는 상대적으로 낮은 압력 손실들로 인하여 대응하는 제어 밸브가 개방될 때 각각의 부하들의 유입구에서 발생하는 압력을 알맞게 근사화시킨다.4 graphically depicts the time varying relative perturbations in fluid pressure occurring downward in the
도 3은 각각의 유압식 부하의 유입구 부근에서 발생하는 시변하는 상대적인 유량들 및 압력 레벨들을 그래프로 서술한다. 유압식 부하를 포함하지 않는 바이패스 유체 회로(101)의 경우에, 압력 및 유량들은 바이패스 토출 통로(108) 내에서 발생한다. 시스템 내에서 발생하는 상대적으로 낮은 압력 손실들로 인해, 유압식 부하의 유입구 부근에서 발생하는 압력은 압력 센서(126)에 의해 펌프 토출 포트(24)에서 검출되는 압력에 밀접하게 근사화한다. 그러므로, 도 3에 도시되는 바와 같이, 제공된 유압식 부하에 대한 유입구 압력 곡선은 일반적으로 제어 밸브가 개방되는 기간 동안 펌프 토출 포트(24)(도 4에 도시되는 바와 같은)에서 발생하는 압력에 대응한다.3 graphically depicts the time varying relative flow rates and pressure levels occurring near the inlet of each hydraulic load. In the case of the
도 1 내지 4를 계속해서 참조하면, 예시적인 동작 사이클은, 액추에이터에 제어 밸브(40)를 개방하고 유입구 포트(46) 및 토출 포트(50) 사이의 유체 연통을 설정하라고 명령하는 제어 신호를 액추에이터(42)로 송신하는 제어기(114)에 의해 개시(도 2 내지 4에서 영과 같은 시간에서)될 수 있다. 사십 퍼센트(40%) 듀티 사이클에 기초하여, 제어 밸브(40)는 약 팔(8) 밀리초의 기간 동안 개방 상태로 남을 것이다. 제어 밸브(40)가 개방 위치에 있으면, 펌프(12)로부터 토출되는 유체의 전체 양은 제어 밸브(40)를 걸쳐 유체 합류점(71)으로 통과할 것이다(도 2를 참조하라). 유압식 부하(26)의 플로우 및 압력 요건들에 따라, 유체 합류점(71)에 도달하는 유체의 일부는 토출 통로(52), 및 유압 실린더 제어 밸브(54)의 현재 플로우 설정에 따라 제 1 공급 통로(62) 또는 제 2 공급 통로(64) 중 하나를 통하여 유압식 부하(26)로 전달될 것이다. 유체가 유압식 부하(26)로 전달되는 시변 레이트가 도 3에 그래프로 도시된다. 유체 합류점(71)에 도달하는 나머지 유체는 공급/토출 통로(73)를 통과하여 어큐물레이터(68)에 이르러서 어큐물레이터를 충전할 것이다. 도 4에 도시되는 바와 같이, 제어 밸브(40)가 개방되어 있는 기간 동안, 압력 센서(126)에 의해 검출되는 압력(도 3에 도시되는 바와 같이, 유압식 부하(26)의 유입구 포트 부근에서 발생하는 압력 레벨을 근사화하는)은 펌프(12)로부터의 유체의 플로우를 제한하는 유압식 부하(26)의 결과로서 상승하기 시작할 것이다. 제어 밸브(40)가 약 팔(8) 밀리초의 기간 동안 개방되어 있은 후에, 제어기(114)는 엑추에이터에게 제어 밸브(40)를 폐쇄하라고 지시하는 제어 신호를 액추에이터(42)로 송신할 수 있다. 제어 밸브(40)가 폐쇄된 상태에 있는 경우, 유체 합류점(71)에서의 압력 및 유량이 떨어지기 시작한다. 이는 차례로 어큐물레이터(68)에 저장된 가압 유체가 토출 통로(52)로 방출되도록 한다. 도 3에서 관찰될 수 있는 바와 같이, 어큐물레이터(68)로부터 토출되는 유체는 제어 밸브(40)가 폐쇄되기 때문에 토출 통로(52) 내에서 발생하는 플로우 및 압력의 강하를 적어도 부분적으로 보상한다. 이 결과는 약 팔(8) 밀리초에서 약 이십(20) 밀리초까지의 시간 기간에 걸쳐 발생하는 토출 통로(52) 내에서의 유량 및 압력 레벨을, 어큐물레이터(68)가 사용되지 않았을 경우에 발생할 가능성이 있는 급작스런 강하 대신에, 점진적으로 감소시킨다. 압력 및 플로우는 약 이십(20) 밀리초와 같은 시간에서 발생하는 후속 동작 사이클 동안 제어 밸브(40)가 개방할 때까지 계속해서 강하될 것이다(도 2 및 3을 참조하라). 압력 및 플로우 곡선들은 동작 조건들의 변화가 존재하지 않는 한 후속 동작 사이클 동안 실질적으로 동일할 것이다.With continued reference to FIGS. 1-4, an exemplary operating cycle may include a control signal instructing the actuator to open the
제어 밸브(40)를 폐쇄하자마자, 제어기(114)는 액추에이터에 제어 밸브(70)를 개방하고 유입구 포트(72) 및 토출 포트(78) 사이의 유체 연통을 설정하라는 제어 신호를 액추에이터(77)로 송신할 것이다. 삼십 퍼센트(30%) 듀티 사이클에 기초하여, 제어 밸브(70)는 약 육(6) 밀리초의 기간 동안 개방된 상태로 남아 있다가, 약 팔(8) 밀리초에서 시작하여 약 십사(14) 밀리초에서 종료할 것이다. 제어 밸브(70)가 개방 위치에 있는 경우, 펌프(12)로부터의 유체의 총 플로우는 제어 밸브(70)를 통해(도 2를 참조) 유체 합류점(85)으로 통과할 것이다.As soon as the
도 4에 도시되어 있는 바와 같이, 펌프 토출 통로(22) 내의 압력(압력 센서(126)에 의해 검출되는 바의)은 초기에 제어 밸브(70)를 개방하자마자 압력 곡선의 지점(174)에 표시된 레벨로 강하할 것이다. 유압식 부하(28)의 플로우 및 압력 요건들에 따라, 유체 합류점(85)에 도달하는 유체의 일부는 유압 모터 공급 통로(80)를 통해 유압식 부하(28)로 전달될 것이다. 유압식 부하(28)의 유입구 포트 부근의 시변 유량은 도 3에서 그래프로 도시된다. 유체 합류점(85)에 도달하는 나머지 유체는 공급/토출 통로(87)를 통과하여 어큐물레이터(84)로 도달하여 어큐물레이터를 충전한다. 제어 밸브(70)가 개방되는 기간(약 팔(8) 밀리초 및 십사(14) 밀리초 사이의 시간 기간) 동안, 압력 센서(126)에 의해 검출되는 압력(도 4를 참조하라) 및 유압식 부하(28)의 유입구 포트 부근의 압력 레벨(도 3을 참조하라)은 제어 밸브(70)가 처음 개방되었을 때(도 4의 지점(174)) 발생했던 초기 압력 이상으로 상승하기 시작할 것이다. 제어 밸브(70)가 약 육(6) 밀리초들의 기간 동안 개방된 후에, 제어기(114)는 제어 신호를 액추에이터(77)로 송신하여, 제어 밸브(70)가 유입구 포트(72) 및 토출 포트(78) 사이의 유체 통로를 폐쇄하도록 한다. 제어 밸브(70)가 폐쇄되는 경우 유체 합류점(85)에서 유체 플로우의 압력 레벨 및 레이트는 강하하기 시작할 것이다. 이는 제어 밸브(70)가 폐쇄되어 있는 기간(14 밀리초 내지 28 밀리초의 시간 기간) 동안 어큐물레이터(84) 내에 저장된 가압 유체로 하여금 유압 모터 공급 통로(80)로 토출되도록 할 것이다. 도 3으로부터 관찰될 수 있는 바와 같이, 어큐물레이터(84)로부터 토출되는 유체는 제어 밸브(70)가 폐쇄될 때 발생하는 플로우 및 압력의 강하를 적어도 부분적으로 보상한다. 이 결과는 약 십사(14) 밀리초에서 약 이십팔(28) 밀리초까지의 시간 기간에 걸쳐 발생하는 토출 통로(80) 내에서의 유량 및 압력 레벨을 점진적으로 감소시킨다. 압력 및 플로우는 약 이십팔(28) 밀리초와 같은 시간에서 발생하는 후속 동작 사이클 동안 제어 밸브(70)가 다시 개방할 때까지 계속해서 강하될 것이다. 압력 및 플로우 곡선들은 후속 동작 조건들의 변화가 존재하지 않는 한 후속 동작 사이클 동안 실질적으로 동일할 것이다.As shown in FIG. 4, the pressure in the pump discharge passage 22 (as detected by the pressure sensor 126) is initially indicated at
제어 밸브(70)를 폐쇄하자마자, 제어기(114)는 액추에이터에 제어 밸브(86)를 개방하고 유입구 포트(88) 및 토출 포트(96) 사이의 유체 연통을 설정하라는 제어 신호를 액추에이터(77)로 송신할 것이다. 이십 퍼센트(20%) 듀티 사이클에 기초하여, 제어 밸브(86)는 약 사(4) 밀리초의 기간 동안 개방된 상태로 남아 있다가, 약 십사(14) 밀리초에서 시작하여 약 십팔(18) 밀리초에서 종료할 것이다. 제어 밸브(86)가 개방 위치에 있는 경우, 펌프(12)로부터의 유체의 총 플로우는 제어 밸브(86)를 통해(도 2를 참조) 유체 합류점(97)으로 통과할 것이다. 도 4에 도시되는 바와 같이, 펌프 토출 통로(22) 내의 압력(압력 센서(126)에 의해 검출되는 바와 같은)은 초기에 제어 밸브(86)를 개방하자마자 압력 곡선의 지점(176)에 표시된 레벨로 강하할 것이다. 유압식 부하(30)의 플로우 및 압력 요건들에 따라, 유체 합류점(97)에 도달하는 유체의 일부는 유압식 부하 공급 통로(94)를 통해 유압식 부하(30)로 전달될 것이다. 유압식 부하(30)의 유입구 포트 부근의 시변 유량은 도 3에서 그래프로 도시된다. 유체 합류점(85)에 도달하는 나머지 유체는 공급/토출 통로(99)를 통과하여 어큐물레이터(95)로 도달하여 어큐물레이터를 충전한다. 제어 밸브(86)가 개방되는 기간(약 십사(14) 밀리초 및 십팔(18) 밀리초 사이의 시간 기간) 동안, 압력 센서(126)에 의해 검출되는 압력(도 4를 참조하라) 및 유압식 부하(30)의 유입구 포트 부근에서 발생하는 압력(도 3을 참조하라)은 제어 밸브(86)가 처음 개방되었을 때(도 4의 지점(176)) 발생했던 초기 압력 이상으로 상승하기 시작할 것이다. 제어 밸브(86)가 약 사(4) 밀리초들의 기간 동안 개방된 후에, 제어기(114)는 제어 신호를 액추에이터(93)로 송신하여, 제어 밸브(86)가 유입구 포트(88) 및 토출 포트(96) 사이의 유체 통로를 폐쇄하도록 한다. 제어 밸브(86)가 폐쇄되는 경우 유체 합류점(97)에서 유체 플로우의 압력 레벨 및 레이트는 강하하기 시작할 것이다. 이는 제어 밸브(86)가 폐쇄되어 있는 기간(십팔(18) 밀리초 내지 약 삼십사(34) 밀리초의 시간 기간) 동안 어큐물레이터(95) 내에 저장된 가압 유체로 하여금 유압 모터 공급 통로(94)로 토출되도록 할 것이다. 도 3으로부터 관찰될 수 있는 바와 같이, 어큐물레이터(95)로부터 토출되는 유체는 제어 밸브(86)가 폐쇄될 때 발생하는 플로우 및 압력의 강하를 적어도 부분적으로 보상한다. 이 결과는 18 밀리초에서 34 밀리초까지의 시간 기간에 걸쳐 발생하는 토출 통로(94) 내에서의 유량 및 압력 레벨을 점진적으로 감소시킨다. 압력 및 플로우는 (약 삼십사(34) 밀리초와 같은 시간에서) 후속 동작 사이클 동안 제어 밸브(86)가 다시 개방할 때까지 계속해서 강하될 것이다. 압력 및 플로우 곡선들은 후속 동작 조건들의 변화가 존재하지 않는 한 후속 동작 사이클 동안 실질적으로 동일할 것이다.As soon as the
제어 밸브(86)를 폐쇄하자마자, 제어기(100)는 펌프 토출 통로(22) 내에 존재하는 임의의 초과 압력을 유체 저장소(18)에 내버리기 위해 선택적으로 개방될 수 있다. 제어기(114)는 액추에이터에 바이패스 제어 밸브(100)를 개방하여 유입구 포트(102) 및 토출 포트(110) 사이의 유체 연통을 설정하라는 제어 신호를 액추에이터(112)로 송신한다. 십 퍼센트(10%) 듀티 사이클에 기초하여, 제어 밸브(86)는 이(2) 밀리초의 기간 동안 개방 상태로 남아 있다가, 약 십팔(18) 밀리초에서 시작하여 약 이십(20) 밀리초에서 종료할 것이다. 약 이십(20) 밀리초에서의 제어 밸브(86)의 폐쇄는 현재 동작 사이클의 종료 및 후속 동작 사이클의 시작에 대응한다. 제어 밸브(100)가 개방 상태에 있는 경우, 펌프(12)로부터 토출되는 유체의 총 플로우는 제어 밸브(100)(도 2를 참조하라) 및 바이패스 토출 통로(108)를 통과하여 저장소 복귀 통로에 이른다. 도 4에 도시되는 바와 같이, 펌프 토출 통로(22) 내의 압력(압력 센서(126)에 의해 검출되는 바와 같은)은 제어 밸브(100)가 개방될 때 압력 곡선의 지점(1780)에서 표시되는 레벨로 강하할 것이고, 제어 밸브(100)가 약 이십(20) 밀리초와 같은 시간에서 폐쇄될 때까지 상기 압력이 유지된다. 바이패스 밸브(100)가 이(2) 밀리초의 기간 동안 개방된 후에, 제어기(114)는 제어 신호를 액추에이터(112)에 송신하여 제어 밸브(100)가 입력 포트(102) 및 토출 포트(110) 사이의 유체 경로를 폐쇄하도록 한다.As soon as the
현 예시적인 동작 시퀀스는 바이패스 제어 밸브(100)가 폐쇄될 때 완료된다. 후속 동작 시퀀스는 제어 밸브(40)를 액추에이팅하고 이전에 서술된 동작 시퀀스를 반복함으로써 개시된다. 예를 들어 유압식 부하의 압력 요건이 증가하거나 감소하는, 동작 조건들의 변화가 존재하면, 영향을 받은 제어 밸브 듀티 사이클은 재추정되고 필요에 따라 조정되어 변화된 동작 조건들을 수용할 것이다.The present exemplary operation sequence is completed when the
본원에 서술된 프로세스들, 시스템들, 방법들 등에 관하여, 그와 같은 프로세스들 등의 단계들이 특정한 순서의 시퀀스에 따라 발생하는 것으로 기술되었을지라도, 그와 같은 프로세스들은 서술된 단계들이 본원에 서술된 순서와 다른 순서로 수행되도록 실행될 수 있다. 특정 단계들이 동시에 실행될 수 있고, 다른 단계들이 추가될 수 있고, 또는 본원에 서술된 특정 단계들이 생략될 수 있음이 더 이해되어야 한다. 즉, 본원에서의 프로세스들의 서술은 특정 실시예들을 설명할 목적으로 제공되고, 청구되는 발명을 제한하도록 결코 해석되지 않아야 한다.With respect to the processes, systems, methods, etc. described herein, although such steps and the like have been described as occurring in a particular order of sequence, such processes are described by the steps described herein. It may be executed to be performed in a different order than the order. It should be further understood that certain steps may be executed concurrently, other steps may be added, or certain steps described herein may be omitted. That is, descriptions of the processes herein are provided for the purpose of describing particular embodiments and should never be interpreted to limit the claimed invention.
상기 서술은 설명을 목적으로 한 것이지 제한하고자 하는 것이 아님이 이해되어야 한다. 제공되는 예들 이외의 많은 실시예들 및 응용예들은 상기 설명을 판독함으로써 당업자에게 명백할 것이다. 본 발명의 범위는 상기 설명을 참고하여 결정되지 않아야 하고, 대신 첨부된 청구항들 및 이에 덧붙여 상기 청구항들에 권리를 허여하는 등가물들의 전체 범위를 참조하여 결정되어야 한다. 미래의 개발들은 본원에서 논의된 기술로 발생할 수 있음이 예상되고 의도되고, 개시된 시스템들 및 방법들은 그와 같은 미래의 실시예들에 통합될 것이다. 요약하면, 본 발명은 수정들 및 변형들이 가능하고 다음의 청구항들에 의해서만 제한되는 것이 이해되어야 한다.It is to be understood that the above description is for illustrative purposes only and is not intended to be limiting. Many embodiments and applications other than the examples provided will be apparent to those skilled in the art by reading the above description. The scope of the invention should not be determined with reference to the above description, but should instead be determined with reference to the appended claims and the full scope of equivalents to which such claims are entitled. It is anticipated and intended that future developments may occur with the techniques discussed herein, and the disclosed systems and methods will be incorporated in such future embodiments. In summary, it should be understood that the invention is capable of modifications and variations and is limited only by the following claims.
청구항들 내에 사용되는 모든 용어들은 본원에서 반대의 명시적인 표현이 행해지지 않으면, 당업자에 의해 이해되는 바대로의 용어 자체의 가장 광범위한 합리적이 구성들 및 용어 자체의 일반적인 의미들을 제공하도록 의도된다. 특히, "a", "the", "said", 등과 같은 단수형 관사의 사용은 청구항이 대조되는 명시적인 제한을 기술하지 않으면 표시된 요소들의 하나 이상을 기술하는 것으로 판독되어야 한다.All terms used in the claims are intended to provide the broadest reasonable constructions of the term itself and the general meanings of the term itself, as understood by one of ordinary skill in the art, unless an explicit explicit expression is made herein. In particular, the use of a singular article “a”, “the”, “said”, and the like should be read to describe one or more of the indicated elements unless the claims specify an explicit limitation to the contrary.
Claims (34)
우선순위 레벨을 할당하여 상기 우선순위 레벨이 복수의 유압식 부하들의 각각과 연관되도록 하는 단계;
상기 할당된 우선순위 레벨에 기초하여 펄스폭 변조 제어 신호를 포뮬레이팅하는 단계;
복수의 디지털 밸브들에 제어 신호를 송신하는 단계로서, 각각의 밸브는 상기 유압식 부하들 중 적어도 하나를 압력원에 유체가 흐르도록 선택적으로 접속하도록 동작하는, 제어 신호 송신 단계; 및
상기 제어 신호에 응답하여 상기 디지털 밸브들의 적어도 하나의 서브세트를 순차적으로 액추에이팅하는 단계를 포함하는 방법.In the way:
Assigning a priority level such that the priority level is associated with each of the plurality of hydraulic loads;
Formulating a pulse width modulation control signal based on the assigned priority level;
Transmitting a control signal to a plurality of digital valves, each valve operative to selectively connect at least one of the hydraulic loads to flow a fluid to a pressure source; And
Sequentially actuating at least one subset of the digital valves in response to the control signal.
단일 동작 사이클 동안 단 1회 상기 디지털 밸브들의 각각을 액추에이팅하는 단계를 더 포함하는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 1,
Actuating each of the digital valves only once during a single operation cycle.
상기 제어 신호는 상기 각각의 밸브들이 개방 위치 및 폐쇄 위치에 배치되는 동작 사이클 동안 시간의 기간들을 규정하는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 1,
Wherein said control signal defines periods of time during an operating cycle in which said respective valves are disposed in an open position and a closed position.
각각의 밸브는 각각의 동작 사이클 동안 단 1회 개방되고 폐쇄되는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 3, wherein
Wherein each valve is opened and closed only once during each operating cycle.
상기 연관된 유압식 부하의 할당된 우선순위 레벨에 기초하여 상기 밸브들을 연속 순서로 액추에이팅하는 단계를 더 포함하는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 2,
Actuating the valves in a sequential order based on an assigned priority level of the associated hydraulic load.
가장 높은 우선순위 레벨을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브는 먼저 액추에이팅되는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 5, wherein
And the valve associated with the hydraulic load having the highest priority level is first actuated.
각각의 할당된 우선순위 레벨을 특정한 유압식 부하의 압력 요건에 기초하도록 하는 단계를 더 포함하는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 5, wherein
And making each assigned priority level based on a pressure requirement of a particular hydraulic load.
가장 높은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브는 먼저 액추에이팅되는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 7, wherein
A valve associated with a hydraulic load having the highest pressure requirement is first actuated.
상기 가장 높은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브로 개시하고 나머지 유압식 부하들의 압력 요건들에 기초하여 연속 내림 차순으로 진행하여 밸브들을 순차적으로 액추에이팅하는 단계를 더 포함하는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 7, wherein
Starting with a valve associated with the hydraulic load having the highest pressure requirement and proceeding in a continuous descending order based on the pressure requirements of the remaining hydraulic loads to sequentially actuate the valves. .
상기 가장 낮은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브로 개시하고 나머지 유압식 부하들의 압력 요건들에 기초하여 연속 오름 차순으로 진행하여 밸브들을 순차적으로 액추에이팅하는 단계를 더 포함하는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 7, wherein
Starting with a valve associated with the hydraulic load having the lowest pressure requirement and proceeding in a continuous ascending order based on the pressure requirements of the remaining hydraulic loads, the method further comprising sequentially actuating the valves. .
상기 제어 신호를 포뮬레이팅하는 단계는 상기 밸브들이 폐쇄된 위치 및 개방된 위치로 배열되는 시간 기간들을 규정하는 상기 디지털 밸브들의 각각에 대한 듀티 사이클을 결정하는 단계를 포함하는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 1,
Formulating the control signal comprises determining a duty cycle for each of the digital valves defining time periods in which the valves are arranged in a closed position and an open position.
상기 복수의 유압식 부하들 각각에 대한 플로우 요건을 결정하는 단계; 및
계산된 밸브들 각각에 대한 듀티 사이클을 결정하여 상기 관련된 유압식 부하의 플로우 요건들을 발생시키는 단계를 더 포함하는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 11,
Determining flow requirements for each of the plurality of hydraulic loads; And
Determining the duty cycle for each of the calculated valves to generate flow requirements of the associated hydraulic load.
상기 제어 밸브들 중 적어도 하나는, 모든 유압식 부하들의 총 플로우 요건이 가압된 유체의 이용 가능한 플로우보다 더 클 때, 상기 관련된 유압식 부하의 플로우 요건보다 더 작게 발생하도록 결정되는 듀티 사이클을 할당하는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 12,
At least one of the control valves assigns a duty cycle that is determined to occur less than the flow requirement of the associated hydraulic load when the total flow requirement of all hydraulic loads is greater than the available flow of pressurized fluid. How to.
상기 듀티 사이클은 상기 관련된 유압식 부하의 플로우 요건에 기초하여 결정되는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 11,
The duty cycle is determined based on the flow requirements of the associated hydraulic load.
상기 디지털 밸브들의 각각에 대한 듀티 사이클은 동작 사이클을 개시하기 전에 결정되는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 11,
The duty cycle for each of the digital valves is determined before initiating an operating cycle.
상기 디지털 밸브들의 각각에 대한 듀티 사이클은 동작 사이클 전체에 걸쳐 유지되는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 15,
The duty cycle for each of the digital valves is maintained throughout the operating cycle.
상기 각각의 밸브를 액추에이팅하기 전에 각각의 밸브에 대한 듀티 사이클을 추정하는 단계; 및
상기 동작 사이클을 개시하기 전에 결정된 듀티 사이클을 상기 연관된 유압식 부하의 플로우 요건에 기초하여 수정하는 단계를 더 포함하는 것을 특징으로 하는 방법.The method of claim 15,
Estimating the duty cycle for each valve before actuating each valve; And
Modifying the duty cycle determined prior to initiating the operating cycle based on the flow requirements of the associated hydraulic load.
각각 대응하는 유압식 부하에 유체가 흐르도록 연통되고, 상기 대응하는 유압식 부하를 압력원으로 유체가 흐르도록 연통하도록 동작하는, 복수의 디지털 밸브들; 및
상기 복수의 디지털 밸브들에 동작 가능하게 연통되는 디지털 제어기를 포함하고, 상기 디지털 제어기는 우선순위 레벨을 할당하여 상기 우선순위 레벨이 복수의 유압식 부하들의 각각과 연관되도록 하고, 상기 할당된 우선순위 레벨들에 기초하여 펄스폭 변조 제어 신호를 포뮬레이팅하도록 구성되고, 상기 디지털 제어기는 상기 디지털 밸브들의 동작을 제어하기 위해 상기 복수의 디지털 밸브들로 상기 제어 신호를 송신하도록 동작하는, 유압 시스템.In the hydraulic system:
A plurality of digital valves, each in fluid communication with a corresponding hydraulic load, the plurality of digital valves operative to communicate fluid with the corresponding hydraulic load to a pressure source; And
A digital controller operatively in communication with the plurality of digital valves, the digital controller assigning a priority level such that the priority level is associated with each of the plurality of hydraulic loads, and the assigned priority level And formulate a pulse width modulated control signal based on the control elements, the digital controller operative to transmit the control signal to the plurality of digital valves to control operation of the digital valves.
상기 제어 신호는 단일 동작 사이클에 걸쳐 상기 디지털 밸브들의 각각을 단지 1회 액추에이팅하도록 포뮬레이팅되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 18,
The control signal is formulated to actuate each of the digital valves only once over a single operating cycle.
상기 제어 신호는 상기 각각의 밸브들이 개방 위치 및 폐쇄 위치에 배치되는 동작 사이클 동안 시간의 기간들을 규정하는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 19,
Wherein said control signal defines periods of time during an operating cycle in which said respective valves are disposed in an open position and a closed position.
각각의 밸브는 각각의 동작 사이클 동안 단 1회 개방되고 폐쇄되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 20,
Wherein each valve is opened and closed only once during each operating cycle.
상기 제어기는 상기 연관된 유압식 부하의 할당된 우선순위 레벨에 기초하여 상기 밸브들을 연속 순서로 액추에이팅하도록 구성되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 19,
The controller is configured to actuate the valves in a continuous order based on an assigned priority level of the associated hydraulic load.
가장 높은 우선순위 레벨을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브는 먼저 액추에이팅되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 22,
A hydraulic system, characterized in that the valve associated with the hydraulic load with the highest priority level is first actuated.
상기 제어기는 우선순위 레벨을 특정한 유압식 부하의 압력 요건에 기초하여 할당하도록 구성되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 22,
The controller is configured to assign a priority level based on a pressure requirement of a particular hydraulic load.
가장 높은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브는 먼저 액추에이팅되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 24,
A hydraulic system, characterized in that the valve associated with the hydraulic load with the highest pressure requirement is first actuated.
상기 제어기는 상기 가장 높은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브로 개시하고 나머지 유압식 부하들의 압력 요건들에 기초하여 연속 내림 차순으로 진행하여 밸브들을 순차적으로 액추에이팅하도록 구성되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 24,
The controller is configured to start with a valve associated with the hydraulic load having the highest pressure requirement and to actuate the valves sequentially in a descending sequence based on the pressure requirements of the remaining hydraulic loads. system.
상기 제어기는 상기 가장 낮은 압력 요건을 갖는 유압식 부하와 관련되는 밸브로 개시하고 나머지 유압식 부하들의 압력 요건들에 기초하여 연속 오름 차순으로 진행하여 밸브들을 순차적으로 액추에이팅하도록 구성되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 24,
The controller is configured to start with a valve associated with the hydraulic load having the lowest pressure requirement and to actuate the valves sequentially in a continuous ascending order based on the pressure requirements of the remaining hydraulic loads. system.
상기 제어기는 상기 밸브들이 폐쇄된 위치 및 개방된 위치로 배열되는 시간 기간들을 규정하는 상기 디지털 밸브들의 각각에 대한 듀티 사이클을 결정하도록 구성되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 18,
The controller is configured to determine a duty cycle for each of the digital valves defining time periods in which the valves are arranged in a closed position and an open position.
상기 제어기는 상기 복수의 유압식 부하들 각각에 대한 플로우 요건을 결정하고, 계산된 밸브들 각각에 대한 듀티 사이클을 결정하여 상기 관련된 유압식 부하의 플로우 요건들을 발생시키도록 구성되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.29. The method of claim 28,
The controller is configured to determine flow requirements for each of the plurality of hydraulic loads and determine a duty cycle for each of the calculated valves to generate flow requirements of the associated hydraulic load.
상기 제어 밸브들 중 적어도 하나는, 모든 유압식 부하들의 총 플로우 요건이 가압된 유체의 이용 가능한 플로우보다 더 클 때, 상기 관련된 유압식 부하의 플로우 요건보다 더 작게 발생하도록 결정되는 듀티 사이클을 할당하는 것 것을 특징으로 하는 유압 시스템.The method of claim 29,
At least one of the control valves assigns a duty cycle that is determined to occur less than the flow requirement of the associated hydraulic load when the total flow requirement of all hydraulic loads is greater than the available flow of pressurized fluid. Characterized by hydraulic system.
상기 듀티 사이클은 상기 관련된 유압식 부하의 플로우 요건에 기초하여 결정되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.29. The method of claim 28,
The duty cycle is determined based on the flow requirements of the associated hydraulic load.
상기 디지털 밸브들의 각각에 대한 듀티 사이클은 동작 사이클을 개시하기 전에 결정되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.29. The method of claim 28,
The duty cycle for each of the digital valves is determined before initiating an operating cycle.
상기 디지털 밸브들의 각각에 대한 듀티 사이클은 동작 사이클 전체에 걸쳐 유지되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.33. The method of claim 32,
The duty cycle for each of the digital valves is maintained throughout the operating cycle.
상기 제어기는 상기 각각의 밸브를 액추에이팅하기 전에 각각의 밸브에 대한 듀티 사이클을 추정하고, 상기 동작 사이클을 개시하기 전에 결정된 듀티 사이클을 상기 연관된 유압식 부하의 플로우 요건에 기초하여 수정하도록 구성되는 것을 특징으로 하는 유압 시스템.33. The method of claim 32,
The controller is configured to estimate the duty cycle for each valve before actuating each valve and to modify the determined duty cycle based on the associated hydraulic load flow requirements prior to initiating the operating cycle. Characterized by hydraulic system.
Applications Claiming Priority (2)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
US4433708P | 2008-04-11 | 2008-04-11 | |
US61/044,337 | 2008-04-11 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
KR20100134746A true KR20100134746A (en) | 2010-12-23 |
KR101639453B1 KR101639453B1 (en) | 2016-07-22 |
Family
ID=40765579
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
KR1020107025305A KR101639453B1 (en) | 2008-04-11 | 2009-04-10 | Hydraulic system including fixed displacement pump for driving multiple variable loads and method of operation |
Country Status (6)
Country | Link |
---|---|
US (5) | US8505291B2 (en) |
EP (1) | EP2271846B1 (en) |
JP (1) | JP5541540B2 (en) |
KR (1) | KR101639453B1 (en) |
CN (1) | CN102057166B (en) |
WO (1) | WO2009126893A1 (en) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
KR101036302B1 (en) * | 2011-02-24 | 2011-05-23 | (주) 대진유압기계 | System for wireless-controlling hydraulicmotor |
CN115076442A (en) * | 2022-06-15 | 2022-09-20 | 江苏恒立液压科技有限公司 | Driving circuit of electro-hydraulic proportional servo driver |
Families Citing this family (36)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2012506016A (en) * | 2008-10-17 | 2012-03-08 | イートン コーポレーション | Actuating device and method for controlling a valve of a hydraulic system |
DE102009008082B3 (en) * | 2009-02-09 | 2010-06-02 | Compact Dynamics Gmbh | Brake assembly for slip-regulated brake system of motor vehicle, has control device feeding drive device such that piston is passed in chamber and sucks fluid with large volume in pressure storage |
DE102009026606A1 (en) * | 2009-05-29 | 2010-12-02 | Metso Paper, Inc. | Digital hydraulic controller |
US10240785B2 (en) * | 2010-01-28 | 2019-03-26 | Noritz Corporation | Driving method for solenoid valve, solenoid valve driving apparatus, and combustion apparatus including same |
US8580693B2 (en) * | 2010-08-27 | 2013-11-12 | Applied Materials, Inc. | Temperature enhanced electrostatic chucking in plasma processing apparatus |
US8485943B2 (en) * | 2011-02-17 | 2013-07-16 | GM Global Technology Operations LLC | Vehicle fluid pressure control |
US8857165B2 (en) * | 2011-03-17 | 2014-10-14 | Ford Global Technologies, Llc | Method and system for prioritizing vehicle vacuum |
US8754720B2 (en) | 2011-08-03 | 2014-06-17 | Mi Yan | Two-stage pulse signal controller |
US9886041B2 (en) * | 2012-01-18 | 2018-02-06 | Festo Ag & Co. Kg | Method for configuring a fluid control unit, computer program product and fluidic system |
CA2768019A1 (en) * | 2012-02-15 | 2013-08-15 | Wave Control Systems Ltd. | Method and apparatus for continuous online monitoring of a pulsating pump |
EP2820313B1 (en) | 2012-02-28 | 2018-01-10 | Eaton Corporation | Digital hydraulic transformer and method for recovering energy and leveling hydraulic system loads |
US9193046B2 (en) * | 2012-08-03 | 2015-11-24 | Spx Flow, Inc. | Auto cycle pump and method of operation |
DE102014206043B4 (en) * | 2014-03-31 | 2021-08-12 | Mtu Friedrichshafen Gmbh | Method for operating a system for a thermodynamic cycle with a multi-flow evaporator, control device for a system, system for a thermodynamic cycle with a multi-flow evaporator, and arrangement of an internal combustion engine and a system |
US9879700B1 (en) | 2014-07-22 | 2018-01-30 | Boston Dynamics, Inc. | Robotic hydraulic system |
JP6406574B2 (en) * | 2014-09-08 | 2018-10-17 | 日本電産トーソク株式会社 | Electromagnetic valve control device, control valve device, and electromagnetic valve control method |
CN104728208A (en) * | 2015-03-17 | 2015-06-24 | 西南石油大学 | High-power hydraulic driving fracturing-pump pump station system |
WO2017033015A1 (en) * | 2015-08-25 | 2017-03-02 | Artemis Intelligent Power Limited | The measurement and use of hydraulic stiffness properties of hydraulic apparatus |
CN108138816B (en) * | 2015-10-14 | 2020-03-03 | 日本电产东测有限公司 | Oil vibration diagnostic device and oil vibration diagnostic method |
BR112018010053B1 (en) | 2015-11-17 | 2022-11-22 | Transocean Innovation Labs Ltd | SYSTEM FOR DRIVING A HYDRAULICALLY DRIVED DEVICE AND RELATED METHOD |
DE102016206287A1 (en) * | 2016-04-14 | 2017-10-19 | Mahle International Gmbh | Method for regulating a pressure in a crankcase |
US10544783B2 (en) | 2016-11-14 | 2020-01-28 | I-Jack Technologies Incorporated | Gas compressor and system and method for gas compressing |
US10259493B2 (en) * | 2016-12-09 | 2019-04-16 | Caterpillar Inc. | Emergency steering pump system for a machine |
WO2018137014A1 (en) * | 2017-01-27 | 2018-08-02 | Caramona Empreendimentos E Participações Ltda | Hydraulic or pneumatic system |
EP3600703A4 (en) * | 2017-03-22 | 2020-11-25 | Ballesteros, Jonathan | Low-flow fluid delivery system and low-flow devices therefor |
CA2999317A1 (en) * | 2017-03-29 | 2018-09-29 | Coach Truck & Tractor Llc | Hydraulic supply systems |
US11441551B2 (en) | 2017-04-28 | 2022-09-13 | Graco Minnesota Inc. | Portable hydraulic power unit |
US11154891B2 (en) | 2018-03-26 | 2021-10-26 | Deere & Company | Using an accumulator to improve delivery of liquid through a valve on an agricultural machine |
US10701857B2 (en) | 2018-03-26 | 2020-07-07 | Deere & Company | Using a small diameter exit hose to improve delivery of liquid through a valve on a nutrient or chemical application system of an agricultural machine |
JP7323117B2 (en) * | 2019-03-04 | 2023-08-08 | 株式会社クボタ | crop harvester |
CN113892030B (en) * | 2019-07-09 | 2023-08-08 | 株式会社岛津制作所 | Liquid feeding pump and liquid chromatograph |
USD977426S1 (en) | 2019-12-13 | 2023-02-07 | Graco Minnesota Inc. | Hydraulic power pack |
CA3074365A1 (en) | 2020-02-28 | 2021-08-28 | I-Jack Technologies Incorporated | Multi-phase fluid pump system |
DE102020205341A1 (en) * | 2020-04-28 | 2021-10-28 | Robert Bosch Gesellschaft mit beschränkter Haftung | Valve assembly for a reserve pump in a vehicle steering system |
US11519403B1 (en) | 2021-09-23 | 2022-12-06 | I-Jack Technologies Incorporated | Compressor for pumping fluid having check valves aligned with fluid ports |
EP4224019A1 (en) * | 2022-02-07 | 2023-08-09 | Danfoss Scotland Limited | Hydraulic apparatus and method for a vehicle |
CN114165635B (en) * | 2022-02-11 | 2022-04-12 | 中国空气动力研究与发展中心低速空气动力研究所 | Asynchronous control method of digital valve |
Citations (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH05106608A (en) * | 1991-10-11 | 1993-04-27 | Kayaba Ind Co Ltd | Control circuit for construction vehicle |
US20070199440A1 (en) * | 2006-02-28 | 2007-08-30 | Agco Gmbh | Hydraulic System For Utility Vehicles, In Particular Agricultural Tractors |
Family Cites Families (29)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE1801137A1 (en) | 1968-10-04 | 1970-04-16 | Bosch Gmbh Robert | Hydraulic system with an adjustable pump |
DE2345845A1 (en) * | 1973-09-12 | 1975-03-20 | Bosch Gmbh Robert | DEVICE FOR CONTROLLING A HYDROCYLINDER |
JPS6056890B2 (en) | 1978-09-19 | 1985-12-12 | 日産自動車株式会社 | Blow-by gas treatment device for internal combustion engine with turbo charger |
JPS60149501U (en) * | 1984-03-16 | 1985-10-04 | 日産自動車株式会社 | Air servo device |
GB8525835D0 (en) * | 1985-10-19 | 1985-11-20 | Rolls Royce Motors Ltd | Reciprocating i c engines |
DE3764824D1 (en) * | 1986-01-25 | 1990-10-18 | Hitachi Construction Machinery | HYDRAULIC DRIVE SYSTEM. |
GB8608194D0 (en) * | 1986-04-03 | 1986-05-08 | Massey Ferguson Services Nv | Valve control system |
IT212303Z2 (en) | 1987-08-04 | 1989-07-04 | Fiat Auto Spa | CONTROL DEVICE FOR THE MAINTAINING IN THE DEPRESSION OF THE INTERNAL COMBUSTION ENGINE BASE |
DE3834201A1 (en) | 1988-04-22 | 1989-11-02 | Rexroth Mannesmann Gmbh | Arrangement for feeding pressure medium to hydraulic consumers |
JP3136541B2 (en) | 1991-03-19 | 2001-02-19 | ヤマハ発動機株式会社 | Blow-by gas treatment device for internal combustion engine |
JPH0694007A (en) * | 1992-09-08 | 1994-04-05 | Komatsu Ltd | Controller of hydraulic drive machine |
US5829335A (en) * | 1993-05-11 | 1998-11-03 | Mannesmann Rexroth Gmbh | Control for hydraulic drive or actuator |
JP2987307B2 (en) * | 1995-04-17 | 1999-12-06 | 株式会社クボタ | Hydraulic oil flow control device |
DE19709910C2 (en) | 1997-03-11 | 1999-05-20 | Daimler Chrysler Ag | Crankcase ventilation for an internal combustion engine |
DE19836843A1 (en) * | 1998-08-14 | 2000-02-17 | Schloemann Siemag Ag | Apparatus for hydraulic setting of the rolls of billet guide segments of a continuous casting installation comprises switching valves connecting the hydraulic cylinder units to pressure sources and sinks |
SE521802C2 (en) | 1999-04-08 | 2003-12-09 | Volvo Personvagnar Ab | Crankcase ventilation in a supercharged internal combustion engine |
US6354084B1 (en) * | 1999-08-20 | 2002-03-12 | Cummins Engine Company, Inc. | Exhaust gas recirculation system for a turbocharged internal combustion engine |
US6523451B1 (en) * | 1999-10-27 | 2003-02-25 | Tol-O-Matic, Inc. | Precision servo control system for a pneumatic actuator |
BR0207935A (en) * | 2001-03-07 | 2004-03-02 | Hengst Gmbh & Co Kg | Device for the evacuation of the crankcase air from an internal combustion machine |
DE20118388U1 (en) | 2001-11-13 | 2003-03-27 | Hengst GmbH & Co.KG, 48147 Münster | Device for the crankcase ventilation of an internal combustion engine |
DE60106471T2 (en) * | 2001-12-24 | 2005-02-24 | Visteon Global Technologies, Inc., Dearborn | Crankcase ventilation system |
US7278259B2 (en) | 2002-08-23 | 2007-10-09 | Donaldson Company, Inc. | Apparatus for emissions control, system, and methods |
US7155909B2 (en) * | 2003-05-15 | 2007-01-02 | Kobelco Construction Machinery Co., Ltd. | Hydraulic controller for working machine |
US6892715B2 (en) | 2003-07-03 | 2005-05-17 | Cummins, Inc. | Crankcase ventilation system |
US7185634B2 (en) * | 2004-03-25 | 2007-03-06 | Sturman Industries, Inc. | High efficiency, high pressure fixed displacement pump systems and methods |
US7281532B2 (en) | 2005-03-01 | 2007-10-16 | Honda Motor Co., Ltd. | Blow-by gas and purge gas treating device in intake valve lift variable engine |
CN100464036C (en) * | 2005-03-28 | 2009-02-25 | 广西柳工机械股份有限公司 | Path control system used for hydraulic digger operating device and its method |
US20070071609A1 (en) * | 2005-09-26 | 2007-03-29 | Sturman Industries, Inc. | Digital pump with multiple outlets |
GB2449199B (en) * | 2006-05-15 | 2011-03-02 | Komatsu Mfg Co Ltd | Hydraulic traveling vehicle |
-
2009
- 2009-04-10 JP JP2011504205A patent/JP5541540B2/en not_active Expired - Fee Related
- 2009-04-10 KR KR1020107025305A patent/KR101639453B1/en active IP Right Grant
- 2009-04-10 WO PCT/US2009/040219 patent/WO2009126893A1/en active Application Filing
- 2009-04-10 CN CN200980121657.0A patent/CN102057166B/en not_active Expired - Fee Related
- 2009-04-10 EP EP09730912.4A patent/EP2271846B1/en not_active Not-in-force
- 2009-04-13 US US12/422,899 patent/US8505291B2/en active Active
- 2009-04-13 US US12/422,911 patent/US8434302B2/en active Active
- 2009-04-13 US US12/422,893 patent/US8226370B2/en active Active
- 2009-04-13 US US12/422,881 patent/US8474364B2/en active Active
-
2013
- 2013-07-01 US US13/932,572 patent/US9097268B2/en active Active
Patent Citations (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH05106608A (en) * | 1991-10-11 | 1993-04-27 | Kayaba Ind Co Ltd | Control circuit for construction vehicle |
US20070199440A1 (en) * | 2006-02-28 | 2007-08-30 | Agco Gmbh | Hydraulic System For Utility Vehicles, In Particular Agricultural Tractors |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
KR101036302B1 (en) * | 2011-02-24 | 2011-05-23 | (주) 대진유압기계 | System for wireless-controlling hydraulicmotor |
CN115076442A (en) * | 2022-06-15 | 2022-09-20 | 江苏恒立液压科技有限公司 | Driving circuit of electro-hydraulic proportional servo driver |
Also Published As
Publication number | Publication date |
---|---|
WO2009126893A1 (en) | 2009-10-15 |
EP2271846B1 (en) | 2017-03-08 |
JP5541540B2 (en) | 2014-07-09 |
US8434302B2 (en) | 2013-05-07 |
US9097268B2 (en) | 2015-08-04 |
KR101639453B1 (en) | 2016-07-22 |
CN102057166A (en) | 2011-05-11 |
US20130291714A1 (en) | 2013-11-07 |
US8505291B2 (en) | 2013-08-13 |
US8474364B2 (en) | 2013-07-02 |
EP2271846A1 (en) | 2011-01-12 |
CN102057166B (en) | 2014-12-10 |
US20090260352A1 (en) | 2009-10-22 |
US20090257891A1 (en) | 2009-10-15 |
US8226370B2 (en) | 2012-07-24 |
JP2011517752A (en) | 2011-06-16 |
US20090255245A1 (en) | 2009-10-15 |
US20090255246A1 (en) | 2009-10-15 |
Similar Documents
Publication | Publication Date | Title |
---|---|---|
KR101639453B1 (en) | Hydraulic system including fixed displacement pump for driving multiple variable loads and method of operation | |
KR101407874B1 (en) | Pump torque control device for hydraulic construction machine | |
CN105757063B (en) | Control is sensed by the electronic load that electronic variable loads sensing release, variable operation surplus and electronic torque limitation | |
JP4897191B2 (en) | Method of distributing flow among multiple hydraulic functions of a speed based control system | |
US7210396B2 (en) | Valve having a hysteretic filtered actuation command | |
US8202061B2 (en) | Control system and method for pump output pressure control | |
JP4653091B2 (en) | Control apparatus and method for supplying pressure means to at least two fluid pressure consumers | |
EP2638293B1 (en) | Hydraulic drive circuit with parallel architectured accumulator | |
WO2010075212A2 (en) | Hydraulic control system utilizing feed-foward control | |
JPH10131901A (en) | Energy converter device | |
CN112112776A (en) | Hydraulic machine and system | |
CN112306113A (en) | Hydraulic pressure medium supply assembly, method and mobile working machine | |
US8176734B2 (en) | Hydrostatic transmission having proportional pressure variable displacement pump for loop charge and fan flow supply | |
CN108026815A (en) | System and method for improving diesel exhaust fluid delivery capability | |
US5394696A (en) | Hydraulic system | |
JP2004225867A (en) | Hydraulic control device for work machine | |
JP2929021B2 (en) | Variable displacement pump | |
JP4720801B2 (en) | Crane winch series hydraulic circuit | |
CN116583687A (en) | Hydraulic pump for hydrostatic drive and hydrostatic drive | |
JP2022547058A (en) | Hydraulic system and method of operation | |
JP2023184576A (en) | Construction machine | |
CN116892502A (en) | Method for operating a pump with variable rotational speed | |
JPH03229001A (en) | Driving circuit for fluid pressure actuator |
Legal Events
Date | Code | Title | Description |
---|---|---|---|
A201 | Request for examination | ||
E902 | Notification of reason for refusal | ||
E701 | Decision to grant or registration of patent right | ||
GRNT | Written decision to grant | ||
FPAY | Annual fee payment |
Payment date: 20190701 Year of fee payment: 4 |